Проектирование приводной станции к шнеку мойки агрегата комбисилосов

     Т₂ =104 Н×м – крутящий момент на промежуточном валу;

     y_bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра,

     y_bd = 0,5ψ_ba.(u_t+1)=0,83; ψ_ba=0,4

       Принимаем y_bd=0,83 [1, стр. 50];

     К_Нb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности). Принимаем К_Нb=1,12 [1, стр. 50];

     u_t =3,15 – передаточное число редуктора.

     Получаем

      мм.

 

     Так как редуктор соосный, то принимаем

     Ширина  венца зубчатого колеса 

     b₂ = b=y_ba ·=0,4*125=50 мм,(3.7) 

     Ширина  венца шестерни 

     b₁ = b₂+(3…5)= 50+(3…5) мм. 

     Принимаем b₂=50 мм, b₁=54 мм.

     Определяем  предварительно модуль 

     m'=0.02*125=2,5(3.8)

     Принимаем m=2,5 мм.

     Суммарное число зубьев колес

     

     

     z₂=z₁·u_t=24*3,15=76,2.(3.9) 

     Окончательно  начальные диаметры зубчатых колес 

     d₁=m·z₁=2,5*24=60 мм;

     d₂=m·z₂=2,5*76=190 мм; 

     Расчетное межосевое расстояние 

      0,5*(60+190)= 125 мм.(3.10)

     

     

     Действительное  передаточное число 

     u_з.п.1=z₂/z₂=76/24=3,15. 

     Проверочный расчет на контактную выносливость

     Окружная  сила в зацеплении

       Н.(3.11)

     Радиальная  сила в зацеплении

     

     Окружная  скорость в зацеплеии

       м/с.(3.12)

     Определяем  расчетное контактное напряжение

      (3.13) 

     где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей прямых зубьев [1, стр. 44];

     

     Z_Е = 192 МПа – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес [1, стр. 44];

     Z_e  – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямых зубьев [1, стр. 44]

     

     

     

     Получаем

       
 

     Сравниваем  полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (s_НР=475МПа). Получаем s_Н<s_НР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

     Проверочный расчет на контактную прочность при  действии максимальной нагрузки 

      ,(3.18)

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

     Получаем

      1820 МПа 

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

 

     Расчетные напряжения изгиба зуба

     Предел  выносливости при изгибе [1, стр. 43] 

     s_{F lim 1} = 1.8*HB₁ = 1.8*250=475 МПа;

     s_{F lim 2} = 1.8*HB₂ = 2*235=490 МПа. 

     Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость для шестерни и колеса соответственно: 

      =1*475/1,75=257 МПа

      =1*490/1,75=241 МПа. 

     где S_F = 1,75 – коэффициент безопасности ([1], стр. 42). 

     Напряжение  изгиба расчетное

     s_F1= 2T₂ Y_F Y_E Y_b K_F/d₁b_wm£s_FP1(3.27) 

     Коэффициент, учитывающий форму зуба 

     Y_F1= 3,9;

     Y_F2= 3,66.

     Дальнейший  расчет производим по шестерне, так  как для нее соотношение s_FP2/ Y_FS2= 257/3,66=65,7 меньше, чем для колеса [1, стр. 45]. 

     гдеY_b = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

     Y_e=1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

     

     

     Получаем 

     s_F1= 2*34700*3,66*1*1*1,52/50*60*2,5=54<257 МПа. 

     Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой 

      ,(3.28) 

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

     Получаем

      257*1,1=282<480 МПа.

     Геометрические  и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

     Таблица 3.3 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

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 = 20 МПа.

     Диаметр определяем по формуле: 

      ,(4.1)

     где Т – крутящий момент на данном валу, Н·м.

     Получаем  соответственно для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов:

      

     _{Принимаем из ряда нормальных линейных размеров диаметр концевого участка (под шкивом клиноременной передачи) быстроходного вала dб=20 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 момент dэ=125 мм.}

 

5. проверка долговечности  подшипников по динамической грузоподъемности

     Определение сил, действующих  в зубчатых зацеплениях и на валы

     Сила, нагружающая быстроходного вал  редуктора от ременной передачи

     F_кл.рем= 2F₀*sin( /2)=2*227*sin(168/2)=451 Н.

     Предварительное натяжение ремня

     F₀=0,5*F_t/j=0,5*227/0,5=227 Н,

     гдеj=0,5 – коэффициент тяги [1, стр. 16].

     Окружное  усилие на ведущем шкиву

     F_t=2*10³Т₁/d₁=2*1000*18.2/80=227 Н. 

     Окружная  сила, действующая на быстроходный вал от шестерни быстроходной передачи

       Н.(5.1)

     Радиальная  сила, действующая на быстроходный вал от шестерни быстроходной передачи

          _(5.2) 

     Окружная  сила, действующая на промежуточный вал от зубчатого колеса быстроходной передачи

 

 

     

     Радиальная  сила 

     

     Окружная  сила, действующая на промежуточный  вал от шестерни 1-й тихоходной передачи

       Н.