Технический проект посолочного агрегата Я2-ФРЛ (стр. 5 из 11)
3. Определяем угловую скорость на каждом валу:
[14, стр. 7] (10.2.4)
4. Определяем вращающий момент на каждом валу:
[14, стр. 8] (10.2.5) 
, [14, стр. 8] (10.2.6)где Nдв – мощность электродвигателя, Вт; ω – угловая скорость вала двигателя, рад/с; U1 – передаточное отношение передачи между валами; Η – КПД передачи между валами.
Кинематический расчет привода рабочего шнека:
1. Определяем передаточное отношение каждой передачи:
2. Определяем частоту вращения каждого вала:
3. Определяем угловую скорость на каждом валу:
4. Определяем вращающий момент на каждом валу:
Кинематический расчет привода перемешивающих валов:
1. Определяем передаточное отношение каждой передачи:
2. Определяем частоту вращения каждого вала:
3. Определяем угловую скорость на каждом валу:
4. Определяем вращающий момент на каждом валу:
Кинематический расчет привода разгрузочного шнека:
1. Определяем передаточное отношение каждой передачи:
2. Определяем частоту вращения каждого вала:
3. Определяем угловую скорость на каждом валу:
4. Определяем вращающий момент на каждом валу:
10.3 Прочностной расчет
Прочностной расчет зубчатой передачи:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
[14, стр. 292] (10.3.1)где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
σHlimb= 2НВ + 70, [14, стр. 292] (10.3.2)
где KHL – коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3,10) гл. III:
[σH] = 0,45([σH1] + [σH2]). [14, стр. 293] (10.3.3)
Для шестерни:
.Для колеса:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:
[σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.
Коэффициент KHβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: KHβ = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора i=3.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 aw = 125 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn = (0.01 ÷ 0.02) аω=(0,01 ÷ 0,02) · 125=1,25÷2,5 мм.
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 1,25 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:
.Тогда:
.Принимаем z1 = 49; тогда Z2 = Z1 · i = 49·3= 147=147.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
;Тогда:
, β = 11°25'.Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка:
aω = 0,5(d1 + d2) = 0,5(62,5+187,5) = 125мм.
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1 + 2mn = 62,5 + 2 • 1,25 = 65 мм;
dа2 = d2 + 2mn= 187,5 + 2 • 1,25 = 190 мм;
ширина колеса:
b2 = ψва · аω =0,4 · 125= 50мм;