ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод ленточного конвейера.
Скорость ленты u = 1,4 м/с;
Тяговая сила F = 2 кH;
Диаметр барабана D = 180 мм;
Срок службы привода Lh = 30000 ч.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
1.1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Частота вращения электродвигателя выбирается так, чтобы передаточное число ступеней, для данной схемы было оптимальным.
Определяем К.П.Д. привода [5]:
(1.1)
где hм - кпд муфты, hм=0,98…0,99 [5, табл.2.2];
hрем - кпд ременной передачи, hрем=0,95;
hп.п - кпд пары подшипников, hп.п =0,99;
hз.п – кпд зубчатой передачи, hз.п =0,97.
Окружная скорость выходного вала:
(1.2)
Потребная мощность приводного электродвигателя определяется по формуле [5]:
(1.3)
где: Pвых – полезная мощность, кВт.
Полезная мощность [5]
(1.4)
кВт
Частота вращения выходного вала [5, c.43]:
, (1.5)
Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется:
(1.6)
где – ориентировочное передаточное число привода. Оно равно произведению передаточных чисел всех ступеней привода:
(1.7)
,15∙1,2=9,45
Производим выбор электродвигателя [6]:
АИР100L4 (P=4 кВт, n = 1500 об/мин)
Определяем номинальную частоту вращения вала электродвигателя:
, (1.8)
где
1.2. УТОЧНЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ ПРИВОДА
Уточненное суммарное передаточное отношение:
(1.9) |
Так как в кинематической схеме привода кроме редуктора имеется ременная передача, то разбивка передаточного отношения между редуктором и гибкой связью выполняется:
(1.10) |
принимаем
Передаточное отношение закрытой передачи по ГОСТ 2185-66 принимаем 2,0
Проверяем общее действительное передаточное отношение привода. Отклонение от требуемого общего передаточного отношения не должно превышать ± 5 %.
условие выполняется.
1.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ НА ВАЛАХ ПРИВОДА
Первым валом будем считать вал электродвигателя с частотой вращения nн. Частота вращения второго и последующего валов уменьшается пропорционально передаточному отношению передачи между валами. Последний вал привода имеет частоту вращения nвых. Рассчитываем для каждого вала такого привода величины n и ω, начиная от электродвигателя:
(1.11)
Второй вал:
(1.12)
,
Третий вал:
,
,
Поскольку все передачи в приводе являются понижающими, то скорость вращения каждого последующего вала уменьшается:
n1 > n2 > n3; ω1 > ω2 > ω3
Вращающий момент на валу двигателя:
(1.13)
На втором валу:
(1.14)
На третьем валу (ведущем валу конвейера):
(1.15)
Вращающий момент от первого вала к последнему должен увеличиваться:
T1 < T2 < T3 .
2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ
В соответствии с ГОСТ 1284.1-80* и ГОСТ 1284.3-80* Передаваемая мощность
Выбираем сечение типа А.
Минимальный диаметр малого шкива:
D1Dнаим=90 мм. Принимаем D1= 160 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива D2, мм:
где e -коэффициент скольжения, e = 0,01.
(2.1)
(2.2)
Округляем диаметр ведомого шкива до стандартного D2 = 800 мм.
Определение фактического передаточного числа Uф и проверка его отклонения
DU от заданного U:
Предварительное значение межосевого расстояния:
(2.3)
где коэффициент С зависит от передаточного числа U и равен 0,9.
Длина ремня L, мм:
(2.4)
Значение L округляем до ближайшего стандартного значения, L = 3150 мм
Уточненное межосевое расстояние:
(2.5)
(2.6)
Угол обхвата ремнем малого шкива:
α1 = 180°-57°⋅(D 2–D1)/a ≥ [ α1] , где [ α 1] = 150° – минимально допускаемый угол обхвата.
α1 = 131,56
α1 < [α1], необходимо увеличить межосевое расстояние.
Округляем до стандартной величины , при этом
Угол обхвата ремнем малого шкива:
Длина ремня:
Число пробегов ремня:
(2.8)
где (2.9)
допускаемое число пробегов
Число ремней:
(2.10)
где [p0] – допускаемая мощность, приходящаяся на 1 ремень [6 табл.6]
Принимаем число Z равным 1.
Допускаемое проектное напряжение:
(2.11)
Площадь поперечного сечения S:
(2.12)
где окружная сила
(2.13)
Стандартная толщина ремня
Ширина ремня:
(2.14)
Принимаем b стандартное значение 70 мм
Размеры натяжного устройства:
Диаметр ролика
(2.15)
Расстояние между осью натяжного ролика и осью меньшего шкива
3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА И ТЕРМООБРАБОТКИ
В зубчатых передачах общего назначения экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью HB<350. В редукторостроении считается целесообразным выполнять шестерню и колесо из стали одной и той же марки, рекомендуется назначать для шестерни твёрдость приблизительно на 30 единиц HB выше, чем для колеса.
Для шестерни - Сталь 45, термообработка - улучшение твёрдость НВ1 = 280
Для колеса - Сталь 45, термообработка - улучшение, твёрдость НВ2 = 250 [5, с. 52]
НВ1-НВ2=30, что обеспечивает прирабатываемость зубьев.
3.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ
Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев, для прямозубой передачи [5]:
(3.1)
где K a - вспомогательный коэффициент, K a =49,5;
T2 - крутящий момент на тихоходном валу, Н×мм;
КНb- коэффициент концентрации нагрузки, принимаем для прирабатывающихся зубьев КНb=1,1;
[s H ] - допускаемые контактные напряжения, МПа;
fa - коэффициент ширины, fa =0,315
iред=u=5
Межосевое расстояние:
.
Полученное значение межосевого расстояния выбираем из стандартного ряда, принимаем аw=125 мм [5, табл.13.15].
Задаем значение модуля m = (0,01-0,02)×125 = 1,25-2,5 мм.
Полученное значение модуля выбираем из стандартного ряда по ГОСТ 2144-76, принимаем m = 2 мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
(3.2)
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Фактическое передаточное число:
Погрешность отклонения его от требуемого значения:
условие выполняется.
Определяем остальные геометрические размеры передачи.
Делительные диаметры:
(3.3)
Фактическое межосевое расстояние
(3.4)
- диаметры вершин зубьев:
(3.5)
- диаметры впадин зубьев:
(3.6)
- ширина колеса:
(3.7)
- ширина шестерни:
b2≈40мм; b1≈42 мм
3.3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Для стальных зубчатых колёс с достаточной для практических расчётов
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.