Передаточное отношение привода

Для определения общего передаточного отношения привода вычисляют частоту вращения приводного вала конвейера, мин^-1:

а) для ленточного конвейера n_б = 60V / pD_б,          (4)

б) для цепного конвейера     n_зв = 60V_*10³ / z_*t,    (5)

где D_б - диаметр барабана, м;

z – число зубьев приводной звездочки конвейера;

t - шаг звездочки, мм.

Тогда общее передаточное отношение

u_{обш =} n_дв / n_б, (u_общ = n_дв / n_зв).              (6)

Полученное расчетом передаточное число распределяют между передачами привода таким образом, чтобы

u_общ= u_{кон *} u_{цил *} u_цеп,                           (7)

где u_цеп – передаточное число цепной передачи;

u_кон* u_цил - передаточные числа конической и цилиндрической передач.

Выбор передаточных чисел передач, входящих в формулу (7) можно провести в произвольном порядке, руководствуясь рекомендуемыми их значениями, приведенными в таблице 3. Однако при таком подходе при выполнении компоновки редуктора и привода могут возникнуть различные трудности.

 

Таблица 1.3. Передаточные отношения передач

Тип передача

Рекомендуемые значения

среднее наибольшее Зубчатая цилиндрическая 3 – 6 8 Зубчатая коническая   2 - 3 6 Червячный редуктор 10 – 40          80 Цепная   2 - 6             8 Плоскоременная   2 - 5           6 Клиноременная 2 - 5           7

 

На основании опыта проектирования по табл. 1.3 рекомендуется первоначально назначить передаточное число цепной передачи u_цеп. Тогда передаточное отношение редуктора

u_ред = u_кон*u_цил = u_общ/u_цеп                                       (8)

 

Размеры и масса многоступенчатых редукторов зависят от разбивки его передаточного отношения по ступеням. Одним из важных критериев рациональной разбивки передаточного отношения между быстроходной и тихоходной ступенями двухступенчатого редуктора является обеспечение смазки зацеплений окунанием. Для этого желательно иметь примерно одинаковые диаметры зубчатых колес первой и второй ступени. Такое соотношение диаметров можно получить, если передаточные отношения ступеней выбрать по следующим рекомендациям:

;                  (9)

Если передаточные отношения передач отличаются от рекомендуемых значений, то необходимо выбрать электродвигатель с другой частотой вращения.

Частоты и угловые скорости валов

Все валы привода последовательно от вала двигателя обозначим римскими цифрами (Рис.1). Частоты вращения валов определяются последовательно от первого вала (вала электродвигателя) по формуле:

n_i+1 = n_i/u,                                          (10)

где n_i+1 – частота вращения последующего вала;

n_i – частота вращения предыдущего вала;

u – передаточное отношение передачи, стоящей между валами.

Угловые скорости валов определяются через частоты вращения валов по формуле

 = 30                              (11)

Применив формулы (12) и (13) к схеме привода получим выражения для определения частот вращения n (об/мин) и угловых скоростей валов ω (с^-1)

= ;	= ;
= ;	= ;	(12)
= ;	= ;
= ;	= ;
= ;	= .

Фактическое значение частоты вращения приводного вала конвейера () может отличаться от расчетного. Допускаемое отклонение не более 3%.

Вращающие моменты на валах

Величины вращающих моментов на валах будут определяться нагрузкой на приводном валу барабана, т.е. величиной тягового усилия. Поэтому расчет вращающих моментов ведут от приводного вала к валу электродвигателя.

Вращающий момент на приводном валу барабана, Н^.м

 = ,                              (13)

где  - тяговое усилие на ленте конвейера, кН;

 - скорость ленты, м/с;

Вращающие моменты на валах редуктора определяются последовательно от вала к валу по зависимости

 = ,                                  (14)

где Т_i+1 и – вращающие моменты на последующем и предыдущем валах;

 - КПД передачи, стоящей между валами.

Применив формулу (14) к схеме привода получим выражения для определения вращающих моментов

= ;  = ;  = ; =    (15).

Мощности на валах

Мощности на валах определяют для каждого вала двумя способами (допустимое расхождение не более 3%):

-последовательно через предыдущую мощность и КПД передачи

N_i+1 = N_i * ;                        (16)

-через момент и угловую скорость вала

 

N_i = T_i * ω_i.                        (17)

Расчет зубчатых передач

Исходными данными для расчета цилиндрической и конической передач являются данные из кинематического расчета:

 - моменты на ведущих шестернях, Н^. м,

() - частоты вращения шестерен (колес), мин^–1,

u - передаточные отношения конической и цилиндрической передачи;

и данные из технического задания:

Т - срок службы привода,

Kc и Kг - коэффициенты использования в течение суток и в течение года,

режим нагружения или циклограмма нагрузок.

Проектный расчет закрытых зубчатых передач (работающих в масляной ванне) выполняют на выносливость по контактным напряжениям с проверкой на изгиб.

Выбор материалов

Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготовляют из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению. Для конической и цилиндрической передачи коническо-цилиндрического редуктора назначают одинаковый материал и термообработку. Однако, рекомендуется назначить твердость шестерни на несколько единиц HRC или 20…30 единиц НВ большей, чем твердость колеса.

Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых цилиндрических и конических колес, приведены в таблице 2.1.

 

Таблица 2.1. Механические свойства сталей

Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев на поверхности	σТ, МПа
40	Нормализация	152-207НВ	280
45		167-217 НВ	300
50Г		190-229 НВ	370
30ХГС		215-229 НВ	840
40Х		200-230 НВ	790
45	Улучшение	207-250 НВ	440
50Г		241-285 НВ	410
30ХГС		235-280 НВ	840
40Х		257-285 НВ	690
40ХН		269-302 НВ	750
40Х	Улучшение + закалка ТВЧ	45-50HRC
40ХН,		48-53 HRC
35ХМ
40ХНМА	Азотирование	50-56 HRC	780
38Х2МЮА
20Х, 18ХГТ, 25ХГМ,12ХН3А	Цементация и закалка	56-63 HRC	800