Проектирование привода бетоносмесителя

370,29 МПа.

 

 

Для колеса:

s_FO = 1,8×280 = 504 МПа

N_FЕ = 18,54×10⁸,

 

345,6 Мпа.

 

Расчет геометрических параметров колес (рис.5)

Рис.5

 

Передаточное отношение  передачи:        и =2;

Принимаем число зубьев шестерни:        z₁ = 40;

Внешний делительный  диаметр колеса:

;  [1, стр.154-155]

где вращающий момент на валу колеса:  Т₂ = 437,32 ·10 ³ Н·мм;

      приведенный  модуль динамичности:  Е_пр = 2,15·10 ⁵ МПа;

      коэффициенты:  К_Нβ = 1,07;  = 0,85;   К_be= 0,285;

принимаем d_e2 = 260 мм;

внешний окружной модуль:  = 260 / 80 = 3,25;

внешний делительный  диаметр шестерни: 130мм;

угол делительного конуса колеса: 76 ˚;

шестерни:  29 ˚;

внешнее конусное расстояние: 134 мм;

ширина зубчатого венца: 40 мм;

среднее конусное расстояние: 114 мм;

средний окружной модуль: = 2,76;

средний делительный  диаметр шестерни:  110,5 мм;

        колеса:  221 мм;

внешний диаметр вершин зубьев шестерни:  135 мм;

262 мм.

 

Расчет зубьев колес  на контактную выносливость:

 

;  [1, стр.154]

где вращающий момент на валу шестерни:  Т₁ = 115,7·10³ Н·мм;

коэффициент:  К_Н = 1,685;

угол зацепления: α =20˚;

- условие выполняется.

 

 

Расчет зубьев колес  на изгиб:

 

;  [1, стр.153]

где окружное усилие: 

коэффициенты:  K_F = K_H =1,685;  0,85;

коэффициент формы зуба (зависит от эквивалентного числа  зубьев ):  Y_F = 3,6;

  ;         266,49 < 345,6 – условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет цилиндрической зубчатой пары

 

Выбор материала колес:

 

Выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость для шестерни НВ 280, для колеса НВ 260.

 

Расчет допускаемых  контактных напряжений:

(расчет ведется как  и для конической передачи)

; [1, с.167-173]

 

Для шестерни:

N_HO = 22,64×10⁶

×8760 = 148,35×10⁶

= 572,73 МПа

 

Для колеса:

590 МПа

N_HO = 18,88×10⁶

×8760 =74,175×10⁶

 

= 536,36 МПа

 

 

 

 

 

 

Расчет допускаемых  напряжений изгиба:

(расчет ведется как  и для конической передачи)

 

;  [1, c.173-174]

      Для  шестерни:

504 МПа

N_FЕ = 148,35×10⁸,

 

345,6 Мпа.

 Для колеса:

N_FЕ = 74,175×10⁶,

 

320,91 Мпа.

    

 

Расчет геометрических параметров колес  (рис.6)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.6

 

 

 

 

Межосевое расстояние а найдем по формуле:

,  [2, c.32]

Принимаем значения коэффициентов:  y_ba= 0,25 – ширины венца;

K_Hb =1,07 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

       

Принимаем  а = 105 мм,

тогда ширина венца колеса:  b₂ = y_ba×a = 26 мм,

шестерни: b₁ = b₂ +5 =31 мм

Диаметр шестерни: 70 мм

диаметр колеса: d₂ = 2а - d₁ = 210 - 70= 140 мм;

модуль  m = (0,01…0,02) a = 1,05…2,1 принимаем m =2,

суммарное число зубьев  z_å  = 2×a /m = 105,

число зубьев шестерни:  z₁ = z_å /(u+1)= 105 /3 =35;

                             колеса: z₂ = z_å - z₁ = 105- 35 = 70,

уточняем передаточное отношение: и = z₂ / z₁ = 70 /35= 2 (оно не превышает допускаемого значения)

Диаметр выступов шестерни:  d_a1 = m (z₁ +2) = 2(35+2) =74 мм

       колеса:  d_a2 = m (z₂ +2) =2(70+2) =144 мм.

Диаметр впадин шестерни:     d_f1 = m (z₁ –2,5) =2(35-2,5) =65 мм

                                     колеса:  d_f2 = m (z₂ -2,5) =2(70-2,5) =135 мм.

 

 

 

Расчет зубьев колес  на контактную выносливость:

 

;  (расчет ведем по колесу)

Т₂ = 115,7·10 ³ Н·мм – вращающий момент вала колеса;

(538,86-536,36)/ 536,36 = 0,004*100% = 0,4%

 на 0,4%  - условие выполняется.

 

Расчет зубьев колес  на изгиб:

 

;   [2,  c.41 - 42];

окружное усилие: 

(Т₁ – вращающий момент на валу шестерни);

коэффициент, учитывающий  форму зуба: Y_F = 3,8 (при Z₁ =35);

модуль зацепления: ;

коэффициенты: ;

;           159,9 < 320,91 – условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет валов:

;  [2, стр.161] - расчетный диаметр  выходного конца вала;

где допускаемое напряжение:

предел прочности для  стали 45: 

предел выносливости: 

коэффициент запаса прочности:  n =3;

коэффициент концентрации напряжения:  R=1,5;       

Ведущий вал:

мм

действительный диаметр  выходного конца:

принимаем  d_д =24 мм;

диаметр под подшипниками примем  d_п =30 мм;  диаметр бурта d_б =35 мм;

длина выходного конца  L =36 мм

Промежуточный вал:

  принимаем  d_д =30 мм;

d_п =35 мм;  d_б =40 мм

Ведомый вал:

 принимаем  d_д =45 мм;

d_п =50 мм;  d_б =55 мм;

L =67,5мм;

Рис.7. Ведущий вал.

     

 

 

Рис.8.Промежуточный

          вал.

 

 

 

Рис.9. Ведомый вал.