Проектирование привода шнеков-смесителей для подачи флюса при беспрерывной сварке в механосборочном (стр. 3 из 8)

Отличие от ранее рассчитанной скорости незначительное.

2.7 Проверочный расчет зубьев червячного колеса на контактную прочность

Фактические контактные напряжения:

2.8 Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгибную прочность

Фактические изгибные напряжения:

,

где

Y_F – коэффициент прочности зубьев (по табл. 3.10 [2]), зависящий от эквивалентного числа зубьев

Тогда

Таким образом

Червячная передача достаточно прочная.

2.9 Тепловой расчет редуктора

Для нормальной работы передачи разность температур масла t_м и окружающего воздуха t_в не должна превышать допустимую величину:

где

P₁ – передаваемая червяком мощность, Вт;

η – к.п.д. передачи;

- коэффициент теплопередачи, назначаемый в зависимости от циркуляции окружающего редуктор воздуха;

А – площадь поверхности охлаждения редуктора, м².

При среднем значении

, принимаем (max допустимое ).

Проверим площадь охлаждения:

Добавляем в корпус редуктора кроме ребер жесткости дополнительные, и применяем обдув редуктора для более качественного охлаждения.

3. Расчёт цилиндрических передач

3.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс

Для цилиндрических колёс назначаем следующие значения твёрдости поверхности зубьев шестерни и колеса 53 HRC. Термохимическая обработка – закалка ТВЧ. Требования к габаритам – нежёсткие. Материал зубьев шестерни – сталь 45 ГОСТ 1050-88, колеса – сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Механические свойства материалов:

=650МПа, =1100 МПа.

3.2 Приближенное определение предельных и допускаемых напряжений для материалов колёс зубчатых передач

Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на выносливость зубьев при изгибе определяются по формуле:

,

где

– предельные напряжения зубьев передач на выносливость, МПа.

;

.

Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на контактную выносливость определяется по формуле:

,

где

– коэффициент запаса прочности, для зубчатых колёс подвергнутых закалке ТВЧ.

;

.

3.3 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передач из условия обеспечения изгибной прочности зубьев

Проведем этот расчет, рекомендованный ГОСТ, так как выбранные материалы имеют твердость более 350 НВ.

Расчет передачи №2

а) Выбираем числа зубьев шестерни

.

Числа зубьев колеса определим по формуле:

,

где

– число зубьев колеса;

– число зубьев шестерни;

– передаточное отношение передачи.

.

В связи с округлением числа зубьев колеса до целого числа, передаточное число зубчатой передачи изменяется и окончательно будет равным:

;

.

б) Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса передачи, определяется по формуле:

,

где

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем по табл. 1.5 [1]в зависимости от числа эквивалентных зубьев , определяемым по зависимости:

;

;

;

Тогда

, .

.

,

где

– торцевой коэффициент перекрытия, определяемый по формуле:

;

.

В формулу для вычисления модуля подставляем значения

, , , того элемента (шестерни или колеса), у которого отношение меньше.

< .

Отношение ширины венца к диаметру делительной окружности шестерни:

.

Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:

.

Принимаем стандартный модуль

.

Определяем межосевое расстояние по формуле:

,

.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда

ГОСТ 6636-69 .

в) По полученным межосевым расстояниям уточняют фактический угол наклона зубьев:

,

;

г) Определим основные размеры колёс передач:

- диаметр делительной окружности:

шестерни:

;

колеса:

;

- диаметр окружности впадин

шестерни:

;

колеса:

.

- диаметр окружности выступов

шестерни:

;

колеса:

;

- межцентровое расстояние

;

- ширина зубчатого венца

, принимаем .

Расчет передачи №3.

а) Передаточное отношение третьей передачи указано в задании:

Принимаем числа зубьев шестерни и колеса

.