Проектирование механических передач. Проектирование привода ленточного конвейера

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 L_h = 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 h_м - кпд муфты, h_м=0,98…0,99 [5, табл.2.2];

h_рем - кпд ременной передачи, h_рем=0,95;

h_п.п - кпд пары подшипников, h_п.п =0,99;

h_з.п – кпд зубчатой передачи, h_з.п =0,97.

Окружная скорость выходного вала:

                              (1.2)

Потребная мощность приводного электродвигателя определяется по формуле [5]:

                                             (1.3)

где: P_вых – 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:

Так как в кинематической схеме привода кроме редуктора имеется ременная передача, то разбивка передаточного отношения между редуктором и гибкой связью выполняется:

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 n_н.  Частота вращения второго и последующего валов уменьшается пропорционально  передаточному отношению передачи между валами. Последний вал привода имеет частоту вращения n_вых. 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:

D₁D_наим=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 U_ф  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;

К_Нb- коэффициент концентрации нагрузки, принимаем для прирабатывающихся зубьев К_Нb=1,1;

[s _H ] - допускаемые контактные напряжения, МПа;

f_a - коэффициент ширины, f_a =0,315

i_ред=u=5

Межосевое расстояние:

.

Полученное значение межосевого расстояния выбираем из стандартного ряда, принимаем а_w=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