Расчет и конструирование привода ленточного конвейера (окружное усилие на барабане - 1,5 кН, скорость конвейера - 1,0 м/с, срок службы конвейера - 7446 ч)

невысокие требования к точности расположения деталей передачи;

·  предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:

·  большие габариты;

·  непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;

·  большая нагрузка на валы и опоры;

·  низкая долговечность ремней.

Передаваемая мощность – обычно не более 50 кВт, передаточное число – до 6.

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств:

·  постоянству передаточного числа;

·  отсутствию проскальзывания;

·   большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;

·  большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;

·  сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры;

·  высокому КПД, простоте обслуживания и ухода;

К недостаткам зубчатых передач можно отнести:

·  высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач;

·  необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор;

·  шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;

·  имеет  низкую демпфирующую способность.

1.  Энергетический и кинематический расчёт привода.

1.1 Определим мощность на рабочем валу привода

,                                                                                               (1.1)

где F_t – окружное усилие,

υ – скорость конвейера,

 кВт,

1.2 Определим общий кпд привода.

,                                                                        (1.2)

где - кпд закрытой зубчатой цилиндрической передачи 0,98

 -кпд муфты 0,98,

- кпд цепной ременной передачи, 0,96,

 - кпд подшипников качения, 0,99,

1.3 Определим мощность электродвигателя.

,                                                                                           (1.3)

 кВт.

Ориентировочная частота входного вала при ориентировочных передаточных числах:

 мин^-1

Фактическую частоту вращения входного вала привода в соответствии с          P_э     = 2,2 кВт (Приложение А) принимаем:

 мин^-1

Электродвигатель выбираем по каталогу (приложение 1[1]) из условия, что   N_{эл. дв} ≥N_тр и . Тогда выбираем тип электродвигателя АИР 90L4 ТУ 16-525. 564-84 с асинхронной частотой вращения n = 1395 мин^-1.

Из приложения 2[1] выберем размеры электродвигателя АИР 90L4 и занесём в таблицу 1. 1

Размеры электродвигателя.

Таблица 1.1

Тип электродвигателя	Число полюсов	Основные размеры, мм
		l1	l10	l30	l31	d1	d10	d30	b1	b10	h	h1	h10	h31
АИР 90L4	2	50	125	337	56	14	10	210	8	140	90	7	11	225

По данным таблицы 1.1 построим эскиз электродвигателя.

410

 

2

14

2

110

121

241

3

301

702

Рисунок 1.1 Электродвигатель серии 4А. (Исполнение закрытое обдуваемое).

1.4 Определим общее передаточное число привода

,                                                                             (1.4) 

где n₁ – частота вращения электродвигателя,

n_р.в.  – частота вращения рабочего вала,

                                                                                                    (1.5)  

                           

.

1.5 Произведём разбивку общего передаточного числа по ступеням отдельных передач.

Зададим передаточное число редуктора u_р=4, тогда

,                                                                                           (1.6)

где u_рем  - передаточное число ременной передачи,

u_р – передаточное число редуктора,

.

1.6 Определим частоту вращения последовательно на каждом валу.

 мин^-1,

,                                                                                                           (1.7)

 мин^-1,

,                                                                                              (1.8)

 мин^-1.

1.7 Определим угловые скорости на валах.

,                                                                                              (1.9)

 ^рад/_сек,

^рад/_сек,

 ^рад/_сек.

1.8 Определим расчётные мощности на валах

 кВт,

,                                                                                        (1.10)

 кВт,

,                                                                        (1.11)

 кВт.

1.9 Определим крутящие моменты

,                                                                                                 (1.12)

 Н∙м,

 Н∙м,

 Н∙м.

1.3 Выбираем стандартный редуктор

Редуктор 1 ЦУ-200-4 12 ТУ 2-056-243-86

Подбор редуктора производим исходя из:

А) По передаточному числу

Б) По номинальному вращательному моменту на тихоходном валу

Габаритные и присоединительные размеры

Таблица 1.2

	L						H		h	A		B		d
200	580	500	236	165	230	265	425	212	36	437	136	212	200	24

Таблица 1.3

Выходной вал						Входной вал
d				b	t	d				d	t
70		140	105	18	36,38	55		110	82	14	28,95

Рисунок 1.2 – Габаритные и присоединительные размеры редуктора

2 РАСЧЕТ  И КОНСТРУИРОВАНИЕ КЛИНОРЕМЕННОЙ  ПЕРЕДАЧИ

2.1 Расчёт клиноременной передачи

Рисунок 2.1- Эскиз клиноременной передачи

Исходные данные: Р₁ = 1,69 кВт;  Р₂ = 1,6 кВт; Т₁ = 11,57 Н∙м; Т₂ = 36,7 Н∙м

Сечение клинового ремня

По номограмме 1.5 [2] с учетом мощности Р₁ = 1,69 кВт и частоте вращения малого шкива n₁ = 1395 мин^-1 выбираю тип ремня А.

Расчётная передаваемая мощность

Р_р = Р₁ ∙ С_р                                                                                                    (2.1)

где С_р – коэффициент динамической нагрузки и режима работы, определяется по таблице 1.6 [2]

С_р = 1,4                  

Р_р = 1,69 ∙ 1,4 = 2,366 кВт

Основные параметры приводного клинового ремня

Из таблицы 2.12 [2]

Сеч.р-ня			у		S	L	M
А	13	11	3,3	8	81	560..4000	0,1

Определяем расчётный диаметр меньшего шкива

                                                                            (2.2)

окончательно принимаем 

Определяем диаметр большего шкива

d_р2 = d_р1 ∙ u (1 – ε)                                                                                                                  (2.3)

где ε – коэффициент относительного скольжения, ε = 0,01

u  - передаточное число u = 3,35

d_р2 = 90 ∙3,35(1 – 0,01) = 298,5 мм

Принимаю ближайшее стандартное значение d_р2 по таблице 1.3 (приложение 3) [2]. В соответствии с ГОСТ 20889-88

d_р2 = 300 мм

Фактическое передаточное отношение

U_ф =                                                                                                                      (2.4)

U_ф

Разность фактического и заданного передаточных чисел

∆ =                                                                                       (2.5)

∆ = =0,51%

Минимальное межосевое расстояние а_мин = 0,7∙(d_р1 + d_р2)                                                                                                               (2.6)

а_мин = 0,7∙(90 + 300) = 273 мм

Максимальное межосевое расстояние а_мах = 2∙(d_р1 + d_р2)                                                                                                                  (2.7)

а_мах = 2∙(90 + 300) = 780 мм

Принимаю межосевое расстояние из условия а_мин<а’<а_мах

273<а<780           принимаю а’  = 526,5  мм

Расчётная длина ремня

Вычисляется по формуле 1.7 [2]

l_р = 2∙ +                                                                                         (2.8)

l_р = 2∙526,5 + 1,57∙(90 + 300) + = 1686,2 м 

По таблице 1.3 (приложение 2) [2] принимаю L = 1800 мм

Межосевое расстояние, соответствующее принимаемой стандартной длине клинового ремня а = 0,25 ∙[ L_р -                                              (2.9)

а =0,25∙ [1800 – 1,57∙390 + ] =  585 мм    

Угол обхвата ремнём малого шкива

α₁ = 180º - 57,3º ∙                                                                                                     (2.10)

α₁=159,4º

α₁≥ 159,4º              159,4º ≥ 110º  условие выполняется

Скорость ремня

                                                                                                                         (2.11)

 = 6,57 м/с

Номинальная мощность

Номинальная мощность Р_о определяется по таблице 1.9 [2]

Р_о = 1,08 кВт

Предварительное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности Р_р

 =                                                                                                               (2.12)

 = 3,18     принимаю 3 ремня где  С_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата α₁ ремнём меньшего шкива на тяговую способность передачи

С_к – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа

С_L – коэффициент, учитывающий длину ремня

Эти коэффициенты определяются по таблицам 1.7, 1.11, 1.12 [2]

С_α = 0,943     С_к = 1+0,02 u_ф =1,07      С_L = 1,01

Уточнённое число ремней

Z=                                                                                                         (2.13)

 -коэффициент, учитывающий число ремней   =0,8

Z=

Окончательно принимаем   Z=4

Начальное натяжение ветви одного ремня F_о с закреплёнными центрами шкивов

F_о = 750 ∙                                                                                                      (2.14)

F_о = 750+ 0,1 ∙ 6,57² =104,56 Н

где  m_n – масса 1 м ремня, определяется по таблице 1.2 [2]   m_n = 0,1 кг

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней

F_t =                                                                                                 (2.15)                                                                                          F_t = 90 Н

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня

F₁ = F_o +                                                                                                 (2.16) 

F₂ = F_o - ;                                                                                           (2.17)

F₁ = 104,56 +  = 149,56Н

F₂ = 104,5 – =   59,56 Н

Сила давления на вал клиновых ремней

F_в = 2 ∙ F_o ∙ Z ∙ sin                                                                           (2.18)

F_в = 2 ∙ 104,56 ∙ 4 ∙ sin= 823  Н

Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви

                                                                                                                                 (2.19)

  = 1,846 МПа где  S – площадь поперечного сечения ремня, мм²   S = 81 мм²

Напряжение в ремне от изгиба его на меньшем шкиве

                                                                                                                           (2.20)

где  Y – значение расстояния от нейтрального слоя до верхней поверхности клинового  таблица 1.3 [2]  Y = 3,3 мм

Е_и – модуль продольной упругости для материалов ремней  Е_и = 90 МПа

= 6,6 МПа

Напряжение в ремне от центробежных сил

σ_υ =                                                                                                                                                                                                            (2.21)   

где  ρ – плотность материала ремня   ρ = 1304 кг/м³

σ_υ = = 0,0533 МПа

Максимальное напряжение в ремне

σ_мах = σ₁ + σ_и + σ_υ                                                                                                                                                                           (2.22)

                     σ_мах = 1,824 + 6,6 + 0,0533 = 8,477 МПа

Прочность обеспечена, если  σ_мах ≤ [σ_р] = 10 МПа       8,477 ≤ 10 МПа, условие