Расчет привода к ленточному конвейеру

Кинематический  расчет привода.

Передаточное число привода  определяется  отношением номинальной  частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач:

                                           

,                                       (8)

Определение передаточного  числа привода производится для  всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной мощности .

      Частота вращения приводного вала рабочей машины для ленточных  конвейеров, грузоподъемных и прочих машин частота вращения  приводного вала:

                                   

,                               (9)

где - скорость тягового органа( = 1,2), м/с; D –диаметр барабана, мм (D=250).

Для того чтобы габариты передач  не были чрезмерно большими, нужно  иметь ввиду, что необходимо придерживаться некоторых средних значений и .

Необходимо найти максимальное допустимое отклонение частоты вращения  приводного вала рабочей машины:

                                 D %,                                           (10)

где , % - допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины, в данном случае он равен 3.

Определим  допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [ ]

                                   [

] об/мин.,                   (11)

Определим фактическое передаточное число привода :

                                         

,                                   (12)

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

                                              

,                                                 (13)

                                                            

.                                                                  (14)

Составляется  табличный ответ к задаче 2 (см табл.3).                                

 

 

 

 

Таблица 3

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ100L4У3
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая	Открытая		Двигателя	редуктора		Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число, u	4,0	3,8	Расчетная мощность Р, кВт	=3,43	=3,155	=2,998	=2,88
			Угл.скорость,	=149,67	=39,65	=9,91	=9,91
КПД	0,96	0,93	Частота вращения,	=1430	=378,8	=94,7	=94,7
			Вращающий момент	=22,91	=79,55	=302,37	=290,47

 

 

 

2.3. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.

Таблица 4

Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр		Для передач с прямыми и непрямыми  зубьями при малой мощности ( ) и средней ( )
		Шестерня	колесо
материал		40Х
термообработка		улучшение
твердость		НВ1ср – НВ 2ср ~20…50
Допускаемое напряжение при цикле перемены напряжений , н/мм²		1, 8НВср+67
		1,03НВср

 

 

Таблица 5

Выбранный материал

марка стали	Вид заготовки	Заготовка шестерни,Dпред,мм	Заготовка колеса,Sпред,мм	Термообработка	Твердость заготовки
					поверхности	сердцевины
40Х(шестерня)	поковка	200	125	улучшение	235	262
40Х(колесо)	поковка	125	80	улучшение	269	302

 

       При проектировании КП в передачах  применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н ≤ 350 НВ. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни  назначается больше твердости колеса. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса в передачах составляет  В ряде случаев для увеличения  нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов, металлоемкости разность средних твердостей может достигать ≥70. При этом твердость рабочих поверхностей зубьев колеса ≤ 350НВ,   а зубьев шестерни   ≥  350 НВ  и измеряется по шкале Роквелла,  ≥ 45 .

    При  этом для получения при термической обработке принятых для расчета механических характеристик материала заготовок колес требуется, чтобы размеры заготовок колес  ( ) не превышали предельно допустимых значений :

                                            ,

где  соответственно диаметр и предельный допустимый диаметр заготовки шестерни, толщина и предельная допустимая толщина заготовки обода или диска колеса.

• Допускаемое   контактное   напряжение 

                                                ,                                         (15)               

где - коэффициент долговечности; - предел контактной выносливости; [S_H] — допускаемый коэффициент безопасности, = 1,1...1,3. Предел контактной выносливости и базовое число циклов нагружений N_H0 в основном зависят от твердости рабочей поверхности зубьев.

 Коэффициент K_HL учитывает возможность повышения допускаемого напряжения при кратковременной нагрузке; определяется для выбранного материала из таблицы; — расчетное число циклов нагружений зубьев = 60nL_h; L_h — полный ресурс, ч. За расчетное число циклов нагружений принимается меньшее из допускаемых значений для шестерни и колеса или  . В формуле и - соответственно частота вращения и угловая скорость соответствующего вала.

   Для нормализованных или улучшенных колес ; для колес с поверхностной закалкой . Если , то принять .

• Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса : 

                                            (16)

                   .                         (17)

Цилиндрические зубчатые передачи с непрямыми зубьями  при:

• рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса ,
• и твердости зубьев колеса рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению . При этом не должно превышать для цилиндрических косозубых колес.
• Определяем допускаемое напряжение изгиба .

При проведении расчета зубчатых передач на изгиб коэффициент долговечности ,где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, -  число циклов перемены напряжений за весь срок службы  (наработка) .

При твердости  , ; при твердости ,  .

Для зубьев принимают  , если .

Допускаемое напряжение на изгиб определяется по выражению:  

• Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса можно определить также  по следующей формуле:

          

,                                  (18)

          

                                    (19)

где , - допускаемое напряжение изгиба шестерни, колеса соответствующее пределу изгибной выносливости при цикле перемены напряжений . Для реверсивных передач уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач выполняют по меньшему значению , полученных для шестерни и колеса, т.е. по менее прочным зубьям.

Табличный ответ к задаче 3 представлен в  табл. 6.

Таблица 6

Характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВ
Шестерня	40Х	Улучшение	235…262	580	293,55
Колесо	40Х	улучшение	269…302	513,4	255,4

 

 

 

 

2.4. Расчет зубчатых  передач редуктора (закрытой косозубой  цилиндрической передачи)

 

При проектировочном  расчете для расчета на прочность по контактным напряжениям и на изгиб используют формулу определения  межосевого расстояния:

                          

;                  (20)

где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач,  для прямозубого колеса – 49, 5; косозубые передачи работают более плавно, поэтому коэффициент меньше, чем у прямозубых.

  - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной  симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; - передаточное число редуктора, - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, ; - допускаемое контактное напряжение  колеса, ; - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев принимаем ).

Полученные значения межосевого расстояния округляют до ближайшего стандартного значения (a_w=125), определяют геометрические параметры колес и проверяют передачу по контактным напряжениям.

• Определим модуль зацепления , мм:

                                            

,                                         (21)

где - делительный диаметр колеса, мм;

- вспомогательный коэффициент  (для косозубых передач  ; для прямозубых );

- ширина венца колеса, мм;

- допускаемое напряжение изгиба  материала колеса,

Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного значения из ряда чисел, m=1,5.

• Угол наклона зубьев для косозубых передач:

                                              

,                                             (22)

В косозубых передачах  угол наклона зубьев мм, принимают  , из-за роста осевых сил в зацеплении нужно иметь его меньшей величины (варьируя величиной модуля и шириной колеса ).

Определим  суммарное  число зубьев шестерни и колеса:

                                           

,                                            (23)