Привод подъемника (стр. 5 )

Проверка:

Реакции найдены правильно.

Рис. 4 Расчетная схема ведомого вала.

в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Суммарные реакции:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Горизонтальная плоскость

МС=0, МА=Fk⋅118,5=445 Нм; МD=-Rвх⋅62,5=166,3 Нм;

МВ=0.

Вертикальная плоскость:

МС, А= 0, МDсл= - Rау⋅62,5=-41,9 Нм; МDспр= - Rву⋅62,5=0,3 Нм;

MВ= 0.

Крутящий момент Т2=225,6 Нм.

Строим эпюру (рис.3).

Проверочный расчет вала на усталостную прочность

Сечение А – посадка подшипника на вал. Материал вала – сталь 45, σв=790 МПа.

В сечение действуют: изгибающий момент , крутящий момент Т=225,6 Нм.

Осевой момент сопротивления круглого вала:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Пределы выносливости:

σm  = 0

ψτ=0,08 [2, табл. 10.2]

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

  [2, с.169]

,

где Кσ/Кdσ=3,6, Кτ/Кdτ =2,15 [2, табл. 10.13]

KFσ =0,88,  KFτ =0,93  [2, табл. 10.8]; при Ra=2,5…1,25 мкм

Kv =1 [2, табл. 10.8], участок вала без упрочнения.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

       Общий коэффициент запаса прочности в сечении А:

Усталостная прочность вала в сечении А обеспечена.

Сечение D – посадка колеса на вал. Концентратор напряжения – шпоночный паз. Размеры шпонки по ГОСТ 23360-78: dк=56 мм, b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм.

Определение нагрузок. В сечение действуют: изгибающий момент , крутящий момент Т=225,6 Нм.

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

σm  = 0

ψτ=0,08 [2, табл. 10.2]

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

  [2, с.169]

,

где Кσ=2,1; Кτ=1,85 [2, табл. 10.11]

Кdσ=0,79, Кdτ =0,67 [2, табл. 10.7]

KFσ =0,98,  KFτ =0,98  [2, табл. 10.8]; при Ra=0,32…0,08 мкм

Kv =1 [2, табл. 10.8], участок вала без упрочнения.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

       Общий коэффициент запаса прочности в сечении D:

Усталостная прочность вала в сечении D обеспечена.

Расчеты подшипников редуктора

5.1 Расчет подшипников ведущего вала редуктора

5.1.1 Выбор подшипников для опор ведущего вала

Первоначально принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные № 000 ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами: d=35мм, D=72 мм, В=17 мм, С0=13,7 кН, С=25,5 кН. Подшипники установлены враспор.

5.1.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

По расчету опорные реакции равны: , , Ra=Fa=322 Н.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику В.

Определяем отношение:

, е=0,21, У=2,09 [3, табл.9.2]:

, значит осевую силу не учитываем.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,                                

где        Кб=1,3 – коэффициент безопасности [3, табл. 9.4]

КТ=1,0 – температурный коэффициент; при температуре подшипникового узла T <105;

V=1,0 – коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо);

Х – коэффициент радиальной нагрузки; Х=0,56.

Y – коэффициент осевой нагрузки.

Долговечность подшипника:

,                                

где m=3 для шарикоподшипников.

Частота вращения

Согласно ГОСТ Р50891-96 для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие Lh≥10000 ч.

Выбранный подшипник № 000 удовлетворяет заданным условиям работы.

Расчет подшипников ведомого вала редуктора

5.2.1 Выбор подшипников для опор ведомого вала

Первоначально принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные № 000 ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами: d=45мм, D=85 мм, В=19 мм, С0=18,6 кН, С=33,2 кН. Подшипники установлены враспор.

5.2.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

По расчету опорные реакции равны: , . Ra=Fa=322 Н.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику А.

Определяем отношение:

, е=0,2, У=2,20 [3, табл.9.2]:

, значит осевую силу не учитываем.

Принимаем X=0,56.

Частота вращения