«Кинематический расчет привода бетономешалки»

«Кинематический расчет привода бетономешалки»
Выбор электродвигателя производится по следующим параметрам:
1) Мощность Р , кВт
2) Частота вращения n , об/мин.
Исходными данными при проектировании могут служить:
- тяговое усилие F, Н;
- крутящий момент Т, Н∙м;
- линейная, или окружная скорость V, м/с;
- угловая скорость w, рад/с
- частота вращения ведомого вала nт, об/мин;
- диаметр барабана Dб, мм;
- число зубьев тяговой звездочки zзв;
- шаг тяговой звездочки tзв.

Исходные данные:
Fб (кН) = 10,5
Dб (мм) = 500
n3,4 (об/мин) = 350



«Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи»
Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса редуктора. Нагружение шестерни больше, чем у зубчатого колеса, т.к. число циклов нагружений зубьев шестерни больше, чем у колеса, поэтому твердость шестерни должна быть выше твердости зубчатого колеса на 20 - 50 единиц

Материалы и термообработку назначают в соответствии со стандартами по таблицам.

№	Наименование	Марка стали	Сечение заготовки	НВ, Н/мм	в, МПа	т, МПа	-1, МПа
1	Шестерня	40х
2	Зубчатое колесо	40хн

Подсчитаем предел контактной выносливости:

σН lim b = 2 ⋅ HB + 70 σНlim 1.b = 2 ⋅ 245 + 70 = 560МПа (шестерня)
σНlim 2.b = 2 ⋅ 250 + 70 = 570МПа (колесо)
Рассчитаем допускаемое контактное напряжение:
_H _ ^Н lim b ^{ K}HL _,
S 
где K_HL – коэффициент долговечности; [S_H] – коэффициент безопасности.

^H1 ^{530 1}  509 МПа (шестерня)
1,1

^H2 ^{470 1}  518 МПа (колесо)
1,1

Для косозубой передачи:

_H  0,45  _H1  _{H 2} 
_H  0,45  482  428  462,15 МПа
Для прямозубой и шевронной передач:
_H  _{H 2} 
Подсчитаем предел выносливости при изгибе:
_{F lim b}  1,8  HB
_Flimb.1  1,8  230  441 МПа (шестерня)
_Flimb.2  1,8  200  450 МПа (колесо)
Рассчитаем допускаемое напряжение при изгибе:

_F _ ^F lim b _,

F
S 
где [S_F] – коэффициент безопасности.

^F1 ⁴¹⁴  252 МПа (шестерня)
1,75

^F2 ³⁶⁰  257 МПа (колесо)
1,75


_F  _F2 

Проектировочный расчёт зубчатой передачи

Определяем межосевое расстояние:

a_  K_a
 u_р
 1 ,

где К_а = 49,5 для прямозубой передачи, К_а = 43 для косозубой и шевронной передач; К_Нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца; ψ_ba – коэффициент ширины венца, ψ_ba рекомендуется выбирать из ряда по ГОСТ 2185-66: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1,25, для
прямозубых колес рекомендуется ограничивать ψ_ba < 0,25, для косозубых пред- почтительно принимать ψ_ba = 0,25–0,63.

a_  43  4  1
 275 мм

Межосевое расстояние округляют до ближайшего значения по ГОСТ 2185- 66: 1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000,

1250, 1600, 2000, 2500; 2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710,
900, 1120, 1400, 1800, 2240.
Первый ряд следует предпочитать второму.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 а_ω = 250 мм. Подбираем модуль зацепления:
m = (0,01…0,02)·а_ω = (0,01…0,02)·250 = 2,5…5 мм.
Модуль зацепления принимают по ГОСТ 9563-60: 1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4;
6; 8; 10; 12; 16; 20; 2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22. Пер-
вый ряд следует предпочитать второму.
Принимаем m = 4 по ГОСТ 2185-66.
Определяем число зубьев шестерни и колеса и проверяем межосевое расстояние.

Z₁= 2  а_  cos  cos15 =27

m  u  1

где β – угол наклона линии зуба, для прямозубых колес β = 0°, для косозубых колес β = 8…15°, для шевронных β = 25…40° (до 45°).

Число зубьев колеса:

z₂  z₁  u_р  27  4  108
Суммарное число зубьев:
z_  z₁  z₂  27  108  135
cos  ^{z  m}   0,96 ,   arccos0,96  16^o
2  a_
Межосевое расстояние:
_{a } 0,5  m  z_{} 0,5  4 135 _{ 281 мм.} cos16^o
cos _. cos16^o