Проектирование редуктора (стр. 2 из 6)

1.8. Значение частных передаточных отношений

Для клиноременной передачи iр.п=2÷4; iр=3÷6;

iобщ= iр·iр.п, (1.8)

iобщ= (3÷6)·(2÷4)=6÷24

Проверка общего передаточного отношения

,

где i – передаточное отношение;

- угловая скорость, рад/с;

- угловая скорость барабана, рад/с.

=6,4

iр.п =2,6; iр=3

Принимаю i=8; ир=3,55; ирп=2,24

1.9. Частота вращения и угловые скорости валов редуктора, и приводного барабана по кинетической схеме

двигатель→муфта→барабан конвейера

Для вала двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)

n1=nном.дв,

,

n1=719,25 об/мин,

ω1=74 рад/с.

Для быстроходного вала редуктора (вал шестерня, он же ведомый вал клиноременной передачи)

n2=nдв/ир.п, (1.11)

где n2 – частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин;

nдв – номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

ир.п – передаточное число ременной передачи.

n2 =719,25/2,24=321 об/мин

, (1.12)

где

- угловая скорость быстроходного вала редуктора, рад/с.

=33 рад/с

Для тихоходного вала редуктора (колесо)

n3=n2/ир, (1.13)

где n3 - частота вращения колеса об/мин.

n3= 321/3,55=90,5 об/мин

, (1.14)

где

- угловая скорость колеса, рад/с;

=9,3 рад/с

Для ленточного конвейера (барабан)

nб=n3;

.

n3=90,5 об/мин

ω3=9,3 рад/с

1.10. Вращающие моменты на валах привода

Вращающий момент на валу двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)

, (1.15)

где Тдв – вращающий момент на ведущем валу, Н·м;

Ртр – требуемая мощность электродвигателя;

- угловая скорость, рад/с.

=50,67 Н·м

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора (он же ведомый вал клиноременной передачи)

Т1=Тдв·Ир.п·

, (1.16)

где Т1- вращающий момент на ведомом валу, Н·м;

Ир.п – передаточное число клиноременной передачи;

- КПД ременной передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т1= 50,67·2,24·0,97·0,99=108,9 Н·м

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора

Т2= Т1·Ир.·

, (1.17)

где Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

Ир. – передаточное число редуктора;

- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т2= 108,9·3,55·0,96·0,99=367,42 Н·м

Для вала барабана ленточного конвейера

Т3= Т2 ·

, (1.18)

где Т3 – вращающий момент ленточного конвейера, Н·м;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

- коэффициент потерь в муфте.

Т3= 367,42·0,98=360 Н·м

2. Расчет клиноременной передачи привода

Из кинематического и силового расчета выписываем данные для расчета

Т1=Тдв,

где Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи

Ир.п.=i/iр.п.,

nдв=n-s.

Т1=Тдв =108,9Н·м;

Ир.п.=2,24;

nдв=719,25 об/мин

2.1. Выбор сечения ремня по номограмме по

и nдв=n-s

Ртр=3,75 кН

nдв=719,25 об/мин

Выбираю ремень сечения Б

2.2. Диаметр меньшего шкива

, (2.1)

где d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи Н·м.

=124÷179 мм

Принимаю d1min=125 мм

2.3. Диаметр большого шкива

d2=d1·Ир.п.(1-ε), (2.2)

где d2 – диаметр большого шкива, мм;

Ир.п. – передаточное число клиноременной передачи;

ε =0,015 – скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением.

d2=125·2,24· (1-0,015)=275,8 мм

Подбираю диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73

d2=280 мм

2.4. Уточнение передаточного отношения

, (2.3)

=2,274

Отклонение действительного передаточного числа от ранее заданного составляет

< 3%, (2.4)

где ΔИ – отклонение действительного передаточного числа;

Иф- фактическое передаточное число;

И – передаточное число клиноременной передачи, с формулы (1.10).

=1,5%< 3%

2.5. Ориентировочное значение межосевого расстояния

, (2.5)

где Т0 – высота сечения ремня, мм (таблица 2,2);

аmin – межосевое расстояние минимальное, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большого шкива, мм.

=233,25 мм

(2.6)
где аmax – максимальное межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

Примечание ар - среднее между аmax и аmin.

ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм

где L – длина ремня, мм;

ар – межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

=1690,6 мм

Принимаю длину ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80

L=1600 мм

2.7. Уточнение межосевого расстояния

, (2.8)

где W=0,5π(d1+d2), мм; (2.9)

y=(d1-d2)2, мм; (2.10)

W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;

y=(125-280)2=24025 мм2.

=

=475,763 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных ремней.

2.8. Определение угла обхвата меньшего шкива

, (2.11)

где α1 – угол обхвата меньшего шкива;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм;

ар – межосевое расстояние, мм.

=161,43º

2.9. Определение необходимого числа ремней

, (2.12)

где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Р0 – мощность допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Ср – коэффициент режима работы;

Сα – коэффициент угла обхвата;

Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передачи

=3,04

Принимаю число ремней Z=3

2.10. Определение натяжения ветви ремня

(2.13)

где Р – из формулы 1.3

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2

θ=0,18.

Расчетная скорость ремня

(2.14)

где υ – скорость ремня, м/с;

d1 – диаметр меньшего шкива, м;

ω1 – угловая скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).

=4,625 м/с

=226,32 Н

2.11. Определение силы, действующей на валы

, (2.15)

где Fв – сила действующая на валы, Н;

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

Z – число ремней;

α1 – угол обхвата меньшего шкива.

=1340,13 Н

2.12. Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80

, (2.16)