Гравитационные бетоносмесители

б) Длины зубьев найдем из нового межосевого расстояния, с учетом выбранных значений φ_а  для венца и шестерни открытой зубчатой пары:

для венца:

 мм;

для шестерни:

мм.

 

Результаты расчетов удобно представить  в виде таблицы.

 

Таблица № 6.

 

Уточненные геометрические и силовые  параметры привода.

 

Зубчатая пара	i	zi	m, мм	di	u	а , мм	P, H	Yf,i	bi, мм
Быстроходная	1	20	2	40	2,6	72	1032,69	4,07	25
	2	52		104				3,692	23
Тихоходная	3	20	3	60	2	90	1700	4,07	40
	4	40		120				3,7	36
Открытая передача	5	20	7	140	9	700	1379	4,07	59
	6	180		1260				3,62	53

 

 

12. Проверка прочности зубчатых колес.

 

После расчета геометрических параметров передачи, которые округлялись в  ту или иную сторону, необходимо произвести проверку прочности зубьев по контактным напряжениям G_н и напряжениям изгиба G_f.

Действующие контактные напряжения найдем по формуле:

 

;

здесь:

k = 315 – для прямозубых передач;

u – передаточное число зубчатой пары;

М_р,к – расчетный крутящий момент на колесе, Нм:

;

здесь: М – номинальный момент на том же колесе;

k_p - коэффициент k_р =1,2 ÷ 1,3 , который учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки, возникающие из-за неточности изготовления;

15

b_к – длина зубьев колеса соответствующей зубчатой пары(у колеса длина зуба меньше чем у шестерни, что ограничивает длину контактной поверхности пары).

Действующие напряжения изгиба найдем по формуле:

 

здесь:

Р – окружное усилие для соответствующей расчетной пары зубчатых колес, ;

М_к – расчетный момент на соответствующей паре зубчатых колес;

d_к – делительный диаметр колеса расчетной пары зубчатого колеса.

k_f  = 1,3 ÷ 1,4 – коэффициент учитывающий условия работы передачи, k_f  = 1,4;

Y_f – коэффициент формы зубы, выбирается в зависимости от зубьев колеса;

b_i – длина зуба;

т – модуль рассчитываемой пары колес.

 

Быстроходная зубчатая пара редуктора.

 Действующие контактные напряжения:

 

МПа.

 

Действующие напряжения изгиба:

 

Н;

 

  МПа;

 

  МПа;

 

Тихоходная зубчатая пара редуктора.

 

 Действующие контактные напряжения:

 

МПа.

 

Действующие напряжения изгиба:

 

Н;

 

  МПа;

16

  МПа;

 

Открытая зубчатая пара редуктора.

 

 Действующие контактные напряжения:

 

 

МПа.

 

 

Действующие напряжения изгиба:

 

Н;

 

 

  МПа;

 

 

  МПа;

 

 

Результаты расчетов удобно привести в виде таблицы.

 

 

Таблица № 7

 

Допускаемые и действующие напряжения зубьев колес передачи.

 

Номер колеса	Контактные напряжения		Напряжения изгиба
	Допускаемые	Действительные	Допускаемые	Действительные
i	[Gн],МПа		[Gf.], МПа
1	582	608,37	350	117,68
2			295	116,04
3	582	530,22	350	80,72
4			295	81,54
5	513	219,99	295	19,03
6			255	18,84

 

Сравнивая расчетные и действующие  напряжения, можно сделать заключение, что отклонения в сторону превышения не более 5 %. Так же достаточно велик  запас прочности по напряжениям  изгиба, но контактные напряжения являются определяющими.

 

 

17

13. Расчет валов.

 

На ведущем валу редуктора, диаметр под муфту:

 

 мм;

здесь:

М_б – момент на соответствующем валу, в данном случае это момент на быстроходном валу редуктора.

Диаметр под подшипник:

 мм;

здесь:

t – высота буртика, выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.

Диаметр под шестерню:

 мм;

здесь:

r – размер фаски подшипника, выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.

На промежуточном валу редуктора, диаметр под колесо.

 

 мм;

здесь:

М_п – момент на соответствующем валу, в данном случае это момент на промежуточном валу редуктора.

Диаметр под шестерню:

 мм;

здесь:

f – размер фаски, выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.

Диаметр под подшипники:

 мм;

здесь:

r – размер фаски подшипника, выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.

В последнем случае диаметр подшипника округлен в большую сторону с  целью уменьшения их номенклатуры, чтобы диаметры подшипника не ведущем  и промежуточном влах были одинаковыми.

 

На тихоходном валу, диаметр под  колесо.

 

 мм;

здесь:

М_т – момент на соответствующем валу, в данном случае это момент на тихоходном валу редуктора.

Диаметр под первый подшипник:

 мм;

здесь:

t – высота буртика, выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.

 

 

18

Диаметр под второй подшипник:

 мм;

здесь:

r – размер фаски подшипника, выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.

Диаметр под шестерню:

 мм;

 

Наибольшее расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей редуктора:

 

 мм.

 

Найдем зазор между вращающимися деталями и внутренними стенками корпуса редуктора:

 мм.

 

Расстояние между торцовыми  поверхностями колес редуктора:

 

 мм.

 

 

14. Производительность смесителя.

 

м³/час;

здесь:

V_з – вместимость смесителя по загрузке;

k_в – коэффициент выхода бетонной смеси, по условию задания принимается k_в = 0,668;

z_с – число замесов в час, задается по условию проекта;

 k_и – коэффициент использования рабочего времени, задается по условию проекта.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

19

 

Литература:

1. Методические указания «Расчет  гравитационного бетоносмесителя  периодического действия»

2. Борщевский А. А., Ильин А.  С. «Механическое оборудование для производства строительных материалов и изделий».

3. Атлас конструкций «Механическое  оборудование предприятий строительных  материалов, изделий и конструкций»  под редакцией Сапожникова М.  Я.

4. Дунаев П. В. «Конструирование  узлов и деталей машин».

5. Атлас конструкций «Детали  машин».

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

20