Проектирование привода карусели диаметром 10 метров, страница 4

Т2=19.47×103 Н×мм – вращающий момент вала колеса;

 - условие выполняется

на 2.3%  - условие выполняется.

Проверка зубьев колес на изгиб:

;   [2,  c.41 - 42];

окружное усилие:   

 (Т1 – вращающий момент на валу шестерни);

YF  - коэффициент, учитывающий форму зуба.

YF(ш) = 3.98 (при x=0, z1 =27)   

YF(к) = 3.75 (при x=0, z2 =74)    по рис. 8.20а [1].

Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого меньше

В нашем случае:

Расчет проводим по колесу.

По графику 8.15 [1] ;

По таблице 8.3  [1] .

;           98.77< 283.9 – условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.

Тихоходная ступень.

Межосевое расстояние  а найдем по формуле:

,  [2, c.32]

Принимаем значения коэффициентов:  yba= 0.25 – ширины венца;

KHb =1.03 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; KHV =1.05 – динамической нагрузки.

ybd= 0.5×yba (U+1)=0.5×0.25×(2.5+1)=0.438

      

Принимаем  а = 90 мм по ГОСТ 2185 – 66.

тогда ширина венца колеса:  b2 = yba×a= 0.25×90= 22.5мм,

ширина венца шестерни: b1 = b2 +5 =27.5 мм.

модуль  m= (0,01…0,02) a= 0.90…1.8 принимаем  m =1.5,

суммарное число зубьев  zå  = 2a /m= 2×90/1.5=120,

число зубьев шестерни:  z1 = zå  /(u+1)= 120 /3.5 =34;

                             колеса: z2 = zå  – z1 = 120 – 34 = 86,

уточняем передаточное отношение: и = z2 / z1 = 86 /34= 2.53 (оно не превышает допускаемого значения).

Рассчитаем основные геометрические параметры:

Диаметр шестерни:                   d1=z1×m=34×1. 5=51 мм

Диаметр колеса:                        d1=z1×m=86×1.5=129 мм

Диаметр выступов шестерни:  da1 = d1+2m = 51+2×1.5 =54 мм

                                    колеса:   da2 = d2+2m = 129+2×1.5 =132 мм

Диаметр впадин шестерни:      df1 = d1 – 2.5m=51 – 2.5×1.5=47.25 мм

                                    колеса:df2 = d2 – 2.5m=129 – 2.5×1.5=125.25 мм

Проверка зубьев колес на контактную выносливость:

;  (расчет ведем по колесу)

Т3=47.22×103 Н×мм – вращающий момент вала колеса;

 - условие выполняется

на 4.15%  - условие выполняется.

Проверка зубьев колес на изгиб:

;   [2,  c.41 - 42];

окружное усилие:   

 (Т1 – вращающий момент на валу шестерни);

YF  - коэффициент, учитывающий форму зуба.

 YF(ш) = 3.84 (при x=0, z1 =34)   

YF(к) = 3.78 (при x=0, z2 =86)    по рис. 8.20а [1].

Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого меньше

В нашем случае:

Расчет проводим по колесу.

По графику 8.15 [1] ;

По таблице 8.3  [1] .

;           94.27< 259.2 – условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.

5. Предварительный расчет валов.

;  [2, стр.161] - расчетный диаметр выходного конца вала;

где  - допускаемое напряжение;

 - предел выносливости;

 - предел прочности;

коэффициент запаса прочности:  n=2;

коэффициент концентрации напряжения:  R=1.5;       

Быстроходный вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 40Х. По табл. 3.3 [2] при диаметре заготовки до 120мм среднее значение  .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Допускаемое напряжение

Так как на валу установлена шпонка, то расчетный диаметр увеличивается на 5%.

действительный диаметр вылета вала:

принимаем  dн =10 мм;


диаметр  под подшипники примем  dп =15 мм; 

длина выходного конца  lн=15 мм; L=135мм

Рис. 6. Вал-шестерня.

Для промежуточного и тихоходного валов принимаем материал сталь 40.

предел прочности стали 40

 

Промежуточный вал:

  принимаем  dн =13 мм;

диаметр  под подшипники примем dп =15 мм;

диаметр бурта dб =20 мм; L=105мм

Рис. 7. Вал промежуточный.

Тихоходный вал:

 принимаем  dн =17 мм;

dп =20 мм;  dб =30 мм; lн=25.5;L=145мм;

Рис. 8. Вал тихоходный.



6. Компоновка редуктора.