Проектирование привода ленточного конвейера. Часть 1 (Кинематический расчёт привода. Подбор и проверка подшипников)

Определение ориентировочного значения мощности двигателя P`_дв

P`_дв = P_пр/η₀,

где P`_дв - ориентировочное значение мощности двигателя, кВт.

P`_дв =

Определение ориентировочной частоты вращения приводного вала n_пр

  где

где n_пр - ориентировочная частота вращения приводного вала, об/мин;

      t – шаг цепи, мм, 100;

z – число зубьев звёздочки, 10.

Определение ориентировочного значения частоты вращения вала                               двигателя n`_дв

 n`_дв = n_пр·u_ред ·i_рп

где n`_дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

 u_ред – передаточное число редуктора, u_ред=25;

 i_цп – передаточное отношение цепной передачи, i_рп=2.

n`_дв = 37,79∙20∙2=1511,6 об/мин

Выбор двигателя по ориентировочному значению мощности привода

               P`<sub>дв</sub> и ориентировочному значению частоты вращения вала двигателя n`_дв

По P^¢_дв и ориентировочному значению частоты вращения вала двигателя n^¢_дв  выбираем двигатель асинхронный серии 132S4 ГОСТ 28330-89.

Параметры выбранного двигателя:

Частота вращения вала двигателя n_дв = 1455 об/мин,

мощность на валу двигателя Р_дв = 7.5 кВт.

Определение передаточного числа привода u₀

u₀ = n_дв/ n_пр,

где u₀ – передаточное число привода.

u₀ = 1455/37,79=38,5.

Определение передаточного числа редуктора u_ред

u_ред = u₀/i_цп ,

где u_ред – передаточное число редуктора.

u_ред = 38,5/2=19,25.

Разбивка передаточного числа редуктора между его ступенями u_Б и u_Т

 

                     U_Б= u_р/ u_Т= 19,25/3,86=4,987.

где u_Б – передаточное число быстроходной ступени.

 Определение частот вращения валов привода

 Входной вал

Частота вращения входного вала об/мин

 Промежуточный вал

где n_пром – частота вращения промежуточного вала, об/мин.

 Выходной вал

где n_вых – частота вращения выходного вала, об/мин;

 Приводной вал

где n_пр – частота вращения приводного вала, об/мин.

.

Определение крутящих моментов на валах

 Вал двигателя

Т_дв = 9550·Р_дв/n_дв ,

где Т_дв – крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550·7,5/1455=49,227 Н·м

 Входной вал редуктора

Т_вх =

где Т_вх – крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх=  Н·м

 Промежуточный вал редуктора

Т_пром=Т_вх·u_Б ·η_пп· η_зп ,

где Т_пром – кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пром = 93,57·4,987·0,98·0,99=452,728 Н·м

 Выходной вал редуктора

Т_вых = Т_пром·u_Т· η_пп· η_зп ,

где Т_вых – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых=452,728·3,86·0,99·0,98=1695,45 Н·м

 Приводной вал

Т_пр=Т_вых· η_м· η_пп,

где Т_пр – крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пр = 1558,5·0,98·0,99=1644,93 Н·м

Исходные данные для расчёта передач

 Входная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₁=93,57 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁=727,5 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = 4,987.

 Выходная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₂=1695,45 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₂=37,79 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u= 3,86.

 Ременная передача

Р_дв =7,5 кВт.

Частота вращения вала ведущего шкива n₁=1455 об/мин;

Передаточное отношение ременной передачи i=2.

2.Расчёт передачи с гибкой связью (ременной)

1. Основные параметры резинотканевых клиновых ремней регламентированы ГОСТ 1284.1-80-ГОСТ 1284.3-80 табл.7.7 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»)

1.1  Исходные данные для расчета:

1.1.1 ; ;  = 2;

1.2  Выбор сечение ремня

Для  передаваемой мощности  и частоты вращения ведущего шкива  выбираем  сечение ремня «Б» по графику рис. 12.23 [Ошибка! Источник ссылки не найден.]

1.3  Выбор диаметра  малого шкива

По графику рис. 12.26 [Ошибка! Источник ссылки не найден.] принимаем диаметр малого шкива  и находим мощность, передаваемую одним ремнём в условиях типовой передачи .

1.4  Геометрические параметры передачи

Диаметр ведомого шкива

Полученное значение округляем до ближайшей стандартной величины  . Отклонение не превышает 4%.

Предварительно принимаем межосевое расстояние:

Вычисляем предварительно длину ремня:

По (табл. 12.2, [Ошибка! Источник ссылки не найден.]) принимаем

Уточняем межосевое расстояние :

По формуле (12.5, [Ошибка! Источник ссылки не найден.]), проверяем угол обхвата ремнём малого шкива:

 

Угол обхвата в допускаемых пределах [см. рекомендации (стр. 290, [Ошибка! Источник ссылки не найден.])]

1.5  Мощность, передаваемая одним ремнём в условиях реальной передачи

,

где  - коэффициент угла обхвата;       - коэффициент длины ремня;

       - коэффициент передаточного отношения;     - коэффициент режима нагрузки.

     (стр. 289, [Ошибка! Источник ссылки не найден.]);      (рис. 12.27, [Ошибка! Источник ссылки не найден.]);       (рис. 12.28, [Ошибка! Источник ссылки не найден.])

Учитывая наличие ленточного конвейера (нагрузка с умеренными толчками), принимаем (стр. 289, [Ошибка! Источник ссылки не найден.])

1.6  Число ремней в передаче

,

где  - коэффициент числа ремней;      (стр. 290, [Ошибка! Источник ссылки не найден.])

Условие (12.31, [Ошибка! Источник ссылки не найден.]) удовлетворяется.

Находим ширину обода шкива:

,

где  - шаг ремней;    - расстояние от центра крайнего ремня до края обода шкива.

По ГОСТ 20889-80 ,  (табл. 7.12 [Ошибка! Источник ссылки не найден.])

1.7  Предварительное натяжение одного ремня

При окружной скорости ведущего шкива:

и натяжения ремня от центробежной силы

,

где  - плотность материала ремня ;      - площадь поперечного сечения ремня, .

;      (табл. 12.2, [Ошибка! Источник ссылки не найден.])

1.8  Сила, действующая на вал

При угле , в статическом состоянии передачи ,

где - угол между ветвями ремня .

1.9  Ресурс наработки ремней

,

где  - ресурс наработки по ГОСТ 1284.2-80 для эксплуатации при среднем режиме нагрузки, ;

       - коэффициент режима нагрузки, ;

 - коэффициент климатических условий для центральной зоны       .

 

3.Редуктор

3.1.1Расчёт допускаемых напряжений косозубой ступени.

3.1.2.Расчёт допускаемых напряжений для зубчатых цилиндрических                         передач.

3.1.Косозубая ступень.

3.1.1.1.Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса [σ_H]₁ и [σ_H]₂

Выбираем материал для изготовления колёс: сталь 40Х

Термообработка: улучшение

Твёрдость рабочих поверхностей зубьев: НВ₁ – НВ₂=(50…70)

НВ₁=280 – для шестерни

НВ₂=230 – для колеса

 ,

где [σ_H] – допускаемое контактное напряжение, МПа;

σ_H0 – базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, табл. 8.9 [3];

k_HL – коэффициент долговечности,

S_H – коэффициент безопасности, S_H =1,1.

σ_H0 = 2НВ + 70,

где σ_H0 – базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев,        МПа, табл. 8.9 [3];

 НВ – твёрдость рабочих поверхностей зубьев.

σ_H01 =2·280+70=630 МПа.

σ_H02 =2·230+70=530 МПа.

Коэффициент долговечности определяем по формуле

K_HL=,

где N_HG=1.7·10⁷-базовое число циклов перемены напряжений,

N_HЕ- базовое число циклов нагружения   N_HЕ=60·t_у·n,

где t_у=365·L·24· К_год ·К_сут - полное число часов работы передачи за расчетный срок службы,

L =9 лет- срок службы,

К_год=0,7- годовой коэффициент загрузки привода,

К_сут=0,4- суточный коэффициент загрузки привода.

N_HЕ=60·365·6·24·0,7·0,4=22075,2ч.

Так как число циклов нагружения каждого колеса больше базового, то принимаем K_HL=1.

Расчёт производим по контактным напряжениям [σ_H]

где [σ_H]₁ – допускаемое контактное напряжение для шестерни, МПа,[σ_H]₁=572,73;

 [σ_H]₂ – допускаемое контактное напряжение для колеса, МПа, [σ_H]₂=481,82.

3.1.1.2.Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [σ_H]_max

[σ_H]_max=2,8·σ_т ,

где [σ_H]_max – допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;

σ_т – предел текучести материала, МПа, σ_т =700.

[σ_H]_max=2,8·700=1960МПа

       3.1.1.3.Допускаемые напряжения по изгибу для шестерни и колеса [σ_F]₁и [σ_F]₂

где [σ_F] – допускаемое напряжение по изгибу, МПа;

σ_F0 – базовый предел выносливости рабочих поверхностей зубьев по изгибу, МПа, табл.8.9 [3];

k_FL – коэффициент долговечности, k_FL= 1 т.к. передача работает 6 лет;

k_FC – коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи, k_FC=1;

S_F – коэффициент безопасности, S_F= 1,65.

σ_F0 = 1,8·НВ,

σ_F01 =1,8·280=504 МПа

σ_F02 =1,8·230=414 МПа

Допускаемое напряжение изгиба при перегрузке [σ_F]_max

[σ_F]_max=0,8·σ_т ,

где [σ_F]_max – допускаемые напряжения по изгибу при перегрузке, МПа.

[σ_F]_max=0,8·700=560 МПа

3.2.Прямозубая ступень

3.1.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса                   [σ_H]₃ и [σ_H]₄.

Выбираем материал для изготовления колёс: сталь 40Х

Термообработка: улучшение

Твёрдость рабочих поверхностей зубьев: НВ₃ – НВ₄=(10…15)

НВ₃=280 – для шестерни,

НВ₄=260 – для колеса.

,

σ_H0 = 2НВ + 70,

σ_H03 =2·280+70=630 МПа

σ_H04 =2·260+70=590 МПа

Расчёт производим по контактным напряжениям [σ_H]

3.1.2.2.Допускаемые контактные напряжения при перегрузке