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
YF – 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 tм и окружающего воздуха tв 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
.