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);

Y_F  - коэффициент, учитывающий форму зуба.

Y_F(ш) = 3.98 (при x=0, z₁ =27)   

Y_F(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:  y_ba= 0.25 – ширины венца;

K_Hb =1.03 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; K_HV =1.05 – динамической нагрузки.

y_bd= 0.5×y_ba (U+1)=0.5×0.25×(2.5+1)=0.438

      

Принимаем  а = 90 мм по ГОСТ 2185 – 66.

тогда ширина венца колеса:  b₂ = y_ba×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  z_å  = 2a /m= 2×90/1.5=120,

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

                             колеса: z₂ = z_å  – 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:  d_a1 = d₁+2m = 51+2×1.5 =54 мм

                                    колеса:   d_a2 = d₂+2m = 129+2×1.5 =132 мм

Диаметр впадин шестерни:      d_f1 = d₁ – 2.5m=51 – 2.5×1.5=47.25 мм

                                    колеса:d_f2 = 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);

Y_F  - коэффициент, учитывающий форму зуба.

 Y_F(ш) = 3.84 (при x=0, z₁ =34)   

Y_F(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  d_н =10 мм;

диаметр  под подшипники примем  d_п =15 мм; 

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

Рис. 6. Вал-шестерня.

Для промежуточного и тихоходного валов принимаем материал сталь 40.

предел прочности стали 40: 

 

Промежуточный вал:

  принимаем  d_н =13 мм;

диаметр  под подшипники примем d_п =15 мм;

диаметр бурта d_б =20 мм; L=105мм

Рис. 7. Вал промежуточный.

Тихоходный вал:

 принимаем  d_н =17 мм;

d_п =20 мм;  d_б =30 мм; l_н=25.5;L=145мм;

Рис. 8. Вал тихоходный.

6. Компоновка редуктора.