2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке

.

1. Определить частоту вращения приводного вала рабочей

машины об/мин:

а) для ленточных конвейеров, грузоподъемных и прочих машин:

отсюда

где v—скорость тягового органа, м/с; D—диаметр барабана, мм;

б) для цепных конвейеров:

отсюда

где v—скорость конвейера, м/с; z—число зубьев ведущей звездочки тягового органа; t—шаг тяговой цепи, мм.

4.Выбор передаточного числа закрытой и открытой передач

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода (общего передаточного числа U)

для всех вариантов типа двигателя так, чтобы

U=UзпUоп ,

где Uзп- передаточное число закрытой передачи(редуктора); Uоп-передаточное число открытой передачи(по заданию, при необходимости)

Передаточные числа закрытой и открытой передач выбираются по таблице 0,3

Таблица 0,3. Рекомендуемые значения передаточных чисел

Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические (СТ СЭВ 221-75)

1-й ряд	2	2,5	3,15	4	5	6,3
2-й ряд	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1

Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с числом витков z=1;2;4; (ГОСТ 2144-75)

1-й ряд	10	12,5	16	20	25	31,5
2-й ряд	11,2	14	18	22,4	28	35,5

Примечание: значения 1-ого ряда следует предпочитать значениям 2-ого ряда

Открытые зубчатые передачи: 3…7

Цепные передачи: 2…5

Ременные передачи(все типы) : 2…4

5.Материалы зубчатых колес Материалы для изготовления шестерни колеса выбирают по табл.1 /1, табл.8.8/. В зависимости от твердости термообработки зубчатые колеса разделяют на две основные группы:

1. твердостью ≤ 350 HB, нормализованные или улучшенные;

2. твердостью > 350 HB – с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и т.д.

При твердости ≤ HB для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса не менее, чем на 10…15 единиц НВ

Н₁ ≥ Н₂ + (10…15) НВ (1)

6.Допускаемые напряжения

6. Допускаемые контактные напряжения при расчете зубьев на выносливость

, (2)

где - предел контактной выносливости, соответствующей базовому числу N_HO циклов перемены напряжений, определяют по табл.2 /1, табл. 8.9/ в зависимости, в основном, от твердости рабочих поверхностей зубьев;

S_H – коэффициент безопасности по контактным напряжениям. Рекомендуют S_H ≥ 1.1 при нормализации, улучшении или объемной закалки зубьев (однородная структура по объему), S_H ≥ 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании (неоднородная структура по объему);

K_HL – коэффициент долговечности по контактным напряжениям, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передач. При переменном режиме нагрузки

, (3)

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений, определяют по рис.1 /1, рис.40а/ в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев;

N_HE – эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений , (4)

где С – число зацепления зубьев за один оборот колеса (равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым);

T_i – крутящие моменты, которые учитывают при расчете на выносливость (по циклограмме);

T_MAX – максимальный из крутящих моментов, учитываемых при расчете на выносливость;

n_i – частота вращения зубчатого колеса, соответствующая T_i;

t_i – время работы в часах зубчатого колеса, соответствующее T_i.

Здесь не учитываются перегрузки, при которых число циклов перемены напряжений за полный срок службы меньше 5·10⁴ циклов. Эти перегрузки учитывают при проверке статической прочности зубьев (см. ниже).

Допускаемые контактные напряжения подсчитывают для обоих колес. Для прямозубых передач, а также для косозубых с большой разностью твердости зубьев шестерни и колеса (НВ₁-НВ₂ < 70) за расчетное принимают меньшее из двух допускаемых напряжений, вычисленных для материала шестерни [σ_H]₁ и колеса [σ_H]₂.

В косозубых передачах зубья шестерни целесообразно выполнять с твердостью, значительно превышающей твердость зубьев колеса (НВ₁-НВ₂ ≥ ≥ 70). При этом за расчетное принимается среднее из [σ_H]₁ и [σ_H]₂, но не более 1,25[σ_H]_min (меньше из двух) для цилиндрических передач

(5)

7. Допускаемые напряжения изгиба при расчете зубьев на выносливость

, (6)

где σ_FO – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, определяют по табл.2;

S_F – коэффициент безопасности по напряжениям изгиба, рекомендуют S_F ≈ 1,55…1,75 (табл.2);

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. K_FC = 1 при односторонней нагрузке, K_FC = 0,7…0,8 при реверсивной нагрузке (большие значения при твердости > 350 НВ);

K_FL – коэффициент долговечности по напряжениям изгиба.

При твердости < 350 НВ, а также для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью зубьев m ≈ 6 и

(7)

При твердости > 350 НВ и не шлифованной поверхностью m ≈ 9 и

(8)

Рекомендуют принимать N_FO = 4·10⁶ для всех сталей.

При переменном режиме нагрузки, по аналогии с формулой (4)