Проектирование приводной станции к кормораздатчику (стр. 3 из 6)

Получаем

N_{FЕ 1}=60×n_п×c×L_h=60*211,32*1*5000=6,34·10⁷;

N_{FЕ 2}=60×n_т×c×L_h=60*79,74*1*5000=2,39·10⁷.

Так как N_Flim <N_{FЕ 1}и N_Flim <N_{FЕ 2}, то принимаем коэффициент долговечности Y_N1=1 и Y_N2=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по [1, стр. 42-43].

s_Flim1(2)=1,75НВ₁₍₂₎(3.20)

Получаем

s_Flim1=1,75НВ₁=1,75*270=272,5 МПа;

s_Flim2=1,75НВ₂=1,75*245=428,75 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения определяем как

s_FP1(2)=0,4 s_Flim1(2)Y_N1(2)Y_A(3.21)

где Y_A =1 – коэффициент двустороннего приложения нагрузки.

Получаем

s_FP1=0,4*272,5*1*1=189 МПа;

s_FP2=0,4*428,75*1*1=171,5 МПа.

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по [1, стр. 43]

s_FPmax1(2)=0,8s_m1(2)(3.22)

Получаем

s_FPmax1=0,8*600=480 МПа;

s_FPmax2=0,8*520=416 МПа.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Удельная окружная динамическая сила

(3.23)

где d_F= 0,16 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [1, стр. 51];

g_o= 8,2 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1, стр. 51].

Получаем

W_Fv=0,16*8,2*1,09*

=11,81 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

=2437,63*1,18/66= 43,58 Н/мм.(3.24)

где К_Fb =1,18 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении

=1+(11,81/43,58)= 1,27.(3.25)

Удельная расчетная окружная сила

= 2437,63*1,18*1,27*1,1/66= 60,88 Н/мм.(3.26)

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_FS1= 4,09;

Y_FS2= 3,66.

Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение s_FP2/Y_FS2= 189/4,09=46,21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].

Расчетные напряжения изгиба зуба

s_F1= Y_FS1Y_bY_eW_Ft/m£s_FP1(3.27)

гдеY_b = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_e=1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Получаем

s_F1= 4,09*1*1*60,88/4,5=55,33<189 МПа.

Проверочный расчет на прочность при изгибемаксимальной нагрузкой

,(3.28)

где Т_max /Т_nom = 1,1 – превышение максимального момента над номинальным

Получаем

55,33*1,1=60,86<480 МПа.

Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

Таблица 3.3 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Показатель	Обозначение и формула	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм	d =m×z	261	99
Диаметр вершин, мм	dа =d+ 2 ×m	270	108
Диаметр впадин, мм	df=d-2hf×m (hf=1,25)	249,75	87,75
Количество зубьев	z	22	58
Ширина зубчатого венца, мм	b	66	70
Передаточное отношение	u	2,64
Межосевое расстояние, мм	aw	180

Быстроходная передача

Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка – улучшение. Материал колеса сталь 40Х, термообработка улучшение.

Механические характеристики материала приведены в табл. 3.2 ([1], стр. 43). Для шестерни будем использовать индекс 1, а для колеса – индекс 2.

Таблица 3.4 – Механические характеристики материалов тихоходной передачи

Характеристика	Шестерня	Колесо
Твердость поверхности, НВ (НВ1, НВ2)	270	245
Предел прочности, МПа (sв1, sв2)	850	750
Предел текучести, МПа (sт1, sт2)	600	520

Для обеспечения приработки колеса и шестерни должно выполняться условие (3.1).

Получаем НВ₁ - НВ₂=270-245=25, т.е. материалы приработаются.

Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, стр. 43]:

N_{Hlim 1} = 2,2*10⁷;

N_{Hlim 2} = 1,8*10⁷.

Эквивалентное число циклов определяем по (3.2)

Получаем

N_{HЕ 1}=60×n_б×c×L_h·=60*560,00*1*5000=1,68*10⁷;

N_{HЕ 2}=60×n_п×c×L_h=60*211,32*1*5000=6,34*10⁷.

Так как N_{Hlim 1}<N_{HЕ 1} и N_{Hlim 2}<N_{HЕ 2}то принимаем коэффициенты долговечности Z_N1=1, Z_N2=1.

Предел контактной выносливости [1, стр. 43]

s_{Н lim1} = 2*HB₁+70 = 2*270+70=610 МПа;

s_{Н lim2} = 2*HB₂+70 = 2*245+70=560 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса определяем по (3.4). Получаем соответственно

s_НР1=0,9*610/1,1*1=499,09 МПа.s_НР2=0,9*560/1,1*1=458,18 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при максимальной нагрузке определяем по (3.5).

Получаем

=2,8*600=1680 МПа;

=2,8*520=1456 МПа.

Расчетный диаметр шестерни находим по (3.6), при этом принимаем k_d=77 МПа^1/3; Т₁= Т_б=47,58Н×м; y_bd=1,2; К_Нb=1,2; К_А = 1,1; u= u_з.п.1 = 2,65.

Получаем

мм.

Ширина венца зубчатого колеса по (3.7)

b₂ = 1,2*50,93=61,12 мм.

Ширина венца шестерни

b₁ = b₂+(3…5)= 61,12+(3…5)=64,12…66,12 мм.

Принимаем b₂=61 мм, b₁=65 мм.

Принимаем предварительноz₁=22.

Определяем минимальный модуль по (3.8)

m'=50,93/22=2,32 мм.

Принимаем m=3 мм.

Число зубьев колеса по (3.9)

z₂=22*2,65=58,3.

Принимаем z₂=58.

Окончательно начальные диаметры зубчатых колес

d₁=m·z₁=3*22=66 мм;

d₂=m·z₂=3*58=174 мм;

Расчетное межосевое расстояние по (3.10)

0,5*(66+174)= 120 мм.

Действительное передаточное число

u_з.п.1=z₂/z₂=58/22=2,64.

Проверочный расчет на контактную выносливость

Окружная сила в зацеплении по (3.11)

Н.

Окружная скорость колес по (3.12)

м/с.

В соответствии с рекомендациями [1, стр. 50] принимаем степень точности 9.

Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.13), где d_Н = 0,06; g_o= 7,3.

Получаем

W_Hv=0,06*7,3*1,93*

=5,70 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.14)

W_Htp=1441,8*1,2/61=28,36 Н/мм.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по (3.15)

К_Нv=1+(5,7/28,36)= 1,2.

Удельная расчетная окружная сила по (3.16)

W_Ht=1441,8*1,2*1,2*1,1/61=37,44 Н/мм.

Расчетные контактные напряжения по (3.17) при Z_H = 1,77; Z_Е = 275 МПа^1/2; Z_e = 1.

Получаем

МПа.

Сравниваем полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (s_НР=458,18 МПа). Получаем s_Н<s_НР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки производим по формуле (3.18).

Получаем

<1456 МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Базовое число циклов напряжений N_Flim = 4*10⁶.

Эквивалентное число циклов по формуле (3.19):

N_{FЕ 1}=60×n_б×c×L_h=60*560,00*1*5000=1,68·10⁸.

N_{FЕ 2}=60×n_п×c×L_h=60*211,32*1*5000=6,34·10⁷;