2.1.2.2. Определение желаемого передаточного числа привода

Из анализа кинематической схемы привода транспортера видно, что общее передаточное число его ( образуется за счет передаточных чисел редуктора ( и цепная зубчатая передача , что можно выразить с помощью формулы: 1

(2.5)

Согласно рекомендациям таблицы 2.1[стр 31] первоначально назначим следующие величины передаточных чисел этих передач:

Тогда, согласно формуле 1, желаемое общее передаточное число всего привода составит

Взаимосвязь между частотами вращения вала электродвигателя и выходного вала определяется зависимостью 2

(2.6)

Поэтому желаемая частота вращения вала электродвигателя составит

Согласно имеющейся номенклатуре двигателей серии 4А наиболее близкими к желаемой частоте вращения (таблица 2.2) [стр 33]являются двигатели с синхронной частотой вращения, равной 750 об/мин. С учетом вышеизложенного, а также принимая двигатель марки 4А112МВ8 ГОСТ 195223 – 81, который обладает следующими рабочими характеристиками:

2.2. Кинематический расчет

2.2.1. Разбивка передаточного числа по ступеням

В связи с тем, что в данный момент уже установлена частота вращения вала электродвигателя (вход двигателя) и выходного вала, идущего на рабочий орган – барабан, можно определить общее передаточное отношение всего проектируемого привода, используя формулу :

(2.7)

Согласно общим представлениям о деталях машин и применительно к данному приводу можно записать

3 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач

3.1. Исходные данные

Исходными данными являются: режим работы привода, срок службы, сменность работы, продолжительность включения, а так же частоты вращения валов передачи, получены в результате кинематического расчета.

Если некоторые данные не определенные заданием, то они принимаются самостоятельно, исходя из разумных представлений о работе проектируемого привода.

3.2. Выбор материала и режима термической обработки

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материалы. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес и, в особенности для зубчатых колес высоконагруженных передач. Стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики приведены в таблице 4.1. [стр 48]

3.3. Расчет допускаемых напряжений

В данном разделе осуществляется расчет допустимых напряжений материала шестерни и колеса. В понятии допустимых напряжений вкладывается следующий смысл. Если в работающей передаче в зубчатом зацеплении возникает напряжение меньше допустимых, то она будет работать весь установленный период службы. В противном случаи повышение напряжений в работающей передаче выше допустимых вызывает либо существенное сокращение срока службы, либо ее аварийную поломку.

Анализ работы закрытой зубчатой передачи (см. рис. 4.1) показывает, что нагруженными являются поверхности зубьев в месте их соприкосновения и основания ножки зубьев. Поэтому все закрытые передачи проверяются по условию не превышения допустимых контактных напряжений ( и допустимых изгибных напряжений ( .

Рис. 3.1 Напряжения, возникающие в зубчатой передаче:

1 - работающий зуб шестерни;

2- работающий зуб колеса;

σн - контактные напряжения (одинаковые для колеса и шестерни), возникающие в месте контактирования зубьев шестерни и колеса;

σ F1, σ F2 - максимальные изгибные напряжения (возника­ющие от изгиба) в ножке зубьев шестерни и колеса соот­ветственно