Проектирование привода ленточного конвейера

 Задание.

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Разработать:              а) общий вид привода;

                                   б) редуктор;

                                   в) рабочие чертежи деталей.

Схема привода:

                                                                График нагрузки:

 Дано:

F_t=6500 H;

V=1 м/с;

В=500 мм;

Д=500 мм;

k_сут=0,29;

k_год=0.5;

Н=800 мм.

h=5

1 Энергетический и кинематический расчет привода

Кинематический расчет привода.

  мощность барабане.

;

Н.

  определить КПД привода

где:     η_м– КПД муфты

            η_рп– КПД ременной передачи

            η_пп– КПД подшипниковой пары

            η_зп– КПД цилиндрической передачи

            все КПД взяты: [1,с 6,табл1.1]

         кВт

где:     P₄ – требуемая мощность двигателя, кВт

Выбираем двигатель АИР160S8/727 с мощностью 7.5 кВт; с частотой вращения 750 мин(-1) (исполнение IM 1081 ,   [1,c 417, табл 24.9]

частота вращения барабана.

;                                 

где D – делительный диаметр звездочки.

об/мин

Определяем передаточное число привода и его ступеней.

где:         n_дв – частота вращения двигателя, мин^-1   

распределив общее передаточное число принимаем:

u_зп1=4 – передаточное число 1 конической передачи

u_зп2=4,9 – передаточное число 2 конической передачи

                                 определим фактическое передаточное число

u_ф = u_зп1· u_зп2,             u_ф=4·4,9 = 19,6

                                определяем частоты вращения на валах привода, мин-1

  определяем угловую скорость на  валах привода, рад/с  

определяем крутящие моменты на валах привода, Н·м

2 Проектный расчет  зубчатой передачи

выбираем материал для шестерни – Сталь 45 (улучшение) HB₁ 360, σ_т1 = 650 МПа

колесо – Сталь 45 (улучшение) HB₂ 325, σ_т2 = 540 Мпа

Определяем коэффициенты долговечности для шестерни и колеса

                      (6.1)

где:     Z_N1 – коэффициент долговечности для шестерни

N_HG1 = 30·HB₁^2,4

            где:     N_HG1 – число циклов перемены напряжений

                        HB₁ – твёрдость материала шестерни, HB

            N_HG1 = 30·360^2,4 = 4,095·10⁷                

где:     Nk=60·n1·Lh = 1,905·10⁸ – число циклов перемены напряжений

n_цmax = n1·Lh·0.3 = 9,527·10⁵                                                                                

n_цпер = n1·Lh·0.002 = 6,351·10³

n_ц1 = n1·Lh·07 = 2,223·10⁶                        

                                              (6.2)

где:     Z_N2 – коэффициент долговечности для шестерни

N_HG2 = 30·HB₂^2,4

            где:     N_HG2 – число циклов перемены напряжений

                        HB₂ – твёрдость материала колеса, HB

            N_HG2 = 30·325^2,4 = 3,204·10       ⁷

Определяем допускаемые контактные напряжения

где:     [σ]_H1 – допускаемые контактные напряжения на шестерне, МПа

σ_Hlim1 = 2·HB1+70,    σ_Hlim1 = 2·360+70 = 790

            где:     σ_Hlim1 – предел контактной выносливости, МПа

            Z_N1 – коэффициент долговечности для шестерни (см формулу 6.1)

            Z_R – коэффициент шероховатости [1, c 13]

            Z_v – коэффициент окружной скорости [1, c 14]

            S_H – коэффициент запаса прочности [1, c 13]

где:     [σ]_H2 – допускаемые контактные напряжения на колесе, МПа

σ_Hlim2 = 2·HB2+70,    σ_Hlim2 = 2·325+70 = 720

            где:     σ_Hlim1 – предел контактной выносливости, МПа

            Z_N2 – коэффициент долговечности для шестерни (см формулу 6.2)

            Z_R – коэффициент шероховатости [1, c 13]

            Z_v – коэффициент окружной скорости [1, c 14]

            S_H – коэффициент запаса прочности [1, c 13]

где:     [σ]_H – допускаемые контактные напряжения, МПа

            [σ]_H1 – допускаемые контактные напряжения на шестерне, МПа

                    [σ]_H2 - допускаемые контактные напряжения на колесе, МПа

условие выполняется следовательно в дальнейших расчётах будем учитывать допускаемые контактные напряжения [σ]_H

Определяем допускаемые напряжения изгиба

где:     [σ]_F1 – допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа

σ_Flim1 =1,75·HB1,       σ_Flim1 = 1,75·360 = 630

            где:     σ_Flim1 – предел выносливости, Мпа

                 где:  Y_N1 – коэффициент долговечности

где:     [σ]_F2 – допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа

σ_Flim2 =1,75·HB2,       σ_Flim2 = 1,75·325 = 568,75

            где:     σ_Flim2 – предел выносливости, МПа

            где:     Y_N2 – коэффициент долговечности          

для дальнейших расчётов принимаем минимальное из допускаемых напряжений изгиба т.е. [σ]_F = [σ]_F2 = 334,559    

Определяем межосевое расстояние

где:     a_wp – предварительное межосевое расстояние, мм

            K – коэффициент поверхностной твердости [1, c 17]

где:     v – окружная скорость, м/с

            a_wp – предварительное межосевое расстояние, мм

назначаем 9 степеней точности табл 2.5 исходя из полученной скорости v

где:     a_w – межосевое расстояние, мм   

К_а – коэффициент передачи [1, c 17]

ψ_ba – коэффициент ширины колеса [1, c 17]

K_H = K_hb·K_hv·K_ha,