Проектирование приводной станции к кормораздатчику (стр. 4 из 6)
Так как NFlim <NFЕ 1и NFlim <NFЕ 2, то принимаем коэффициент долговечности YN1=1 и YN2=1.
Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по (3.20):
sFlim1=1,75НВ1=1,75*270=272,5 МПа;
sFlim2=1,75НВ2=1,75*245=428,75 МПа.
Допускаемые изгибные напряжения определяем по (3.21):
sFP1=0,4*272,5*1*1=189 МПа;
sFP2=0,4*428,75*1*1=171,5 МПа.
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по (3.22)
sFPmax1=0,8*600=480 МПа;
sFPmax2=0,8*520=416 МПа.
Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Удельная окружная динамическая сила по (3.23), при dF= 0,16; go= 7,3:
WFv=0,16*7,3*1,93*
=15,2 Н/мм.Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.24), где КFb =1,39:
WFtp=1441,8*1,39/61= 32,85 Н/мм.
Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по формуле (3.25)
КFv=1+15,2/32,85=1,46.
Удельная расчетная окружная сила по формуле (3.26)
WFt=1441,8*1,39*1,46*1,1/61=52,76 Н/мм.
Коэффициент, учитывающий форму зуба
YFS1= 4,09; YFS2= 3,66.
Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение sFP2/YFS2= 189/4,09=46,21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].
Расчетные напряжения изгиба зуба по (3.27), где Yb = 1; Ye=1:
sF1= 4,09*1*1*52,76/3= 71,93<117 МПа.
Проверочный расчет на прочность при изгибемаксимальной нагрузкой по формуле (3.28):
71,93*1,1= 79,12<480 МПа.Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.
Таблица 3.5 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи
| Показатель | Обозначение и формула | Колесо | Шестерня |
| Делительный диаметр, мм | d =m×z | 174 | 66 |
| Диаметр вершин, мм | dа =d+ 2 ×m | 180 | 72 |
| Диаметр впадин, мм | df=d-2hf×m (hf=1,25) | 166,5 | 58,5 |
| Количество зубьев | z | 22 | 58 |
| Ширина зубчатого венца, мм | b | 61 | 65 |
| Передаточное отношение | u | 2,64 | |
| Межосевое расстояние, мм | aw | 120 | |
4. Предварительный расчет валов. Выбор муфты
Предварительный расчет валов проводится по напряжениям кручения для определения наименьшего диаметра вала. Исходя из найденного диаметра производится конструирование вала.
Принимаем допускаемые напряжения кручения t = 25 МПа.
Диаметр определяем по формуле:
,(4.1)где Т – крутящий момент на данном валу, Н·м.
Получаем соответственно для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов:
мм; 
мм; 
мм;Принимаем из ряда нормальных линейных размеров диаметр концевого участка (под шкивом клиноременной передачи) быстроходного вала dб=21 мм, диаметр промежуточного вала под зубчатым колесом или шестерней dп=30 мм диаметр концевого участка (под муфтой) тихоходного вала dт=40 мм.
Исходя из диаметра вала под муфтой выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Упругая муфта позволяет демпфировать резкие перепады нагрузки, предохраняя тем самым редуктор и привод от поломок. Муфту выбираем по крутящему моменту и диаметру вала по [1, стр. 239]. Принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту с номинальным крутящим моментом Т=400 Н·м, диаметром посадочного отверстия d=40 мм, исполнения 1:
Муфта 400-40-1 ГОСТ 21424-93.
Диаметр элементов, передающих крутящий моментdэ=125 мм.
5. проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности
Определение сил, действующих в зубчатых зацеплениях и на валы
Окружная сила, действующая на быстроходный вал от шестерни быстроходной передачи
Ftб 1=2*1000*Тб/d2=2*1000*44,88/66=1360,00 Н.(5.1)
Радиальная сила, действующая на быстроходный вал от шестерни быстроходной передачи
Frб 1= Ftбtg a=1360,00*tg 20°=495 Н.(5.2)
Окружная сила, действующая на промежуточный вал от зубчатого колеса быстроходной передачи
Ftп 2=2*1000*Тп/d2=2*1000*113,40/174= 1303,45 Н.
Радиальная сила
Frп 2= Ftп 2 tga=1303,45*tg 20° = 474,42 Н.
Окружная сила, действующая на промежуточный вал от шестерни тихоходной передачи
Ftп 1=2*1000*Тп/d1=2*1000*113,40/99= 2290,91 Н.
Радиальная сила
Frп 2= Ftп 2 tga=2290,91*tg 20° = 833,82 Н.
Окружная сила, действующая на тихоходный вал от зубчатого колеса тихоходной передачи
Ftт 1=2*1000*Тт/d2=2*1000*287,03/261= 2199,46 Н.
Радиальная сила
Frт 2= Ftт 2 tga=2199,46*tg 20° = 800,54 Н.
Сила от муфты, действующая на тихоходный вал редуктора.
Fм=0,2…0,3Ftм(5.3)
гдеFtм=2*Тт*1000/dэ=2*287,03*1000/125 = 4592,48 Н
– окружная сила на элементах муфты, передающих крутящий момент.
Fм=0,2…0,3*4592,48=918,58…1377,74 Н.
Принимаем Fм=1148,12 Н.
Определение опорных реакций и проверка долговечности подшипников
В соответствии с первым этапом компоновки составляем расчетные схемы для определения реакций в подшипниках. Для быстроходного вала – рис. 5.1, для промежуточного вала – рис. 5.2, для тихоходного вала – рис. 5.3.
Рис. 5.1. Расчетная схема быстроходного вала редуктора.
Рис. 5.2. Расчетная схема промежуточного вала редуктора.
Рис. 5.3. Расчетная схема тихоходного вала редуктора.
По расчетным схемам составляем уравнения равновесия и определяем неизвестные реакции опор.
Для быстроходного вала:
-Frб1*l2-RБу*(l2+l3)=0;
RБу= -Frб1*l2/ (l2+l3)=-495*55/(55+123)= -152,95 Н;
Frб1*l3+RAy*(l2+l3)=0;
RAy= -Frб2* l3/(l2+l3)=-495*123/(55+123)=-342,05 Н;
Ftб1*l2-RБx*(l2+l3)-Fкл.рем*l1=0;
RБx=(Ftб1*l2-Fкл.рем*l1)/ (l2+l3)=(1360*55-836,84*63)/(55+123)=124,04 Н;
-Ftб1*l3+RAx*(l2+l3)-Fкл.рем*(l1+l2+l3)=0;
RAx= (Ftб1*l3+Fкл.рем*(l1+l2+l3))/ (l2+l3)=
=(1360*123+836,84*(63+55+123))/(55+123)=2072,8 Н.
Для промежуточного вала находим: RAy=724Н; RБу=584,23Н; RAx=-1192,63Н; RБx=205,17Н.
Для тихоходного вала находим:RAy=294,70Н; RБу=505,84Н; RAx=197,78Н; RБx=3149,80Н.
Нагрузка на подшипники быстроходного вала:
подшипник А
Н;подшипник Б
Н.Нагрузка на подшипники промежуточного вала:
подшипник А
Н;подшипник Б
Н.Нагрузка на подшипники тихоходного вала:
подшипник А
Н;подшипник Б
Н.Быстроходный вал
Расчет ведем по левой опоре т.к. RА > RВ, а осевые силы не действуют..
Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №206.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
(5.4)где Х = 1– коэффициент радиальной нагрузки,
V = 1 – коэфф., учитывающий какое кольцо вращается,
КТ = 1 – коэфф., учитывающий температуру подшипника,
Кs = 1,5 – коэфф. безопасности для средних условий работы.
Получаем:
Р=1*1*2100,83*1*1,5= 3151,25 Н.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность
,(5.5)Получаем
Н.Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С=19500 Н.