Расчет и проектирование привода ленточного конвейера (двигатель АИР132М6/960)

                                                1. Кинематический расчет привода

1.1. Общий КПД привода

КПД привода рассчитываем по формуле:

 где

 - КПД ремённой передачи:   =0,95;

-  КПД подшипников:  =0,99;

 - КПД зубчатой передачи:  =0,97;

m- количество пар подшипников;

m=2

.

1.2. Требуемая мощность электродвигателя

Мощность на входе определяем по формуле:   ;

где: Р_вых=Р₃=5,5 кВт;

- общий КПД привода, =0,903;

 кВт;

 

.

 кВт;

  1.3.Определение частоты вращения вала электродвигателя

где  зубчатая передача

 ременная передача

                                 1.4. Выбор электродвигателя

Выбираем двигатель ближайшей большей мощности. Это двигатель АИР132М6/960, , , ;

1.5. Уточнение передаточных числел привода

  ,так как  

;

Передаточное число ременной передачи , тогда передаточное число редуктора:

1.6. Определение крутящих моментов и частот вращения на валах.

             1.6.1. Крутящий момент на валах

На 3 валу:  (колесо)

На 1 валу:  (шестерня)

На 2 валу:

                1.6.2. Частоты вращения

1.7. Проверка двигателя по условию пуска

Проверим двигатель по условию  где

;  , где =1,1 =2,2

123>65,8

 для данного двигателя условие пуска выполняется.

2. Расчёт зубчатой и ременной передачи

2.1. Расчёт зубчатой передачи

2.1.1. Выбор материала и способа обработки

Назначаем изготовление зубчатых колёс сталь 40Х с термообработкой:

Материалы:                                                  D = 125 мм;     S = 80 мм;

Шестерня  - 40X(1)           твердость  45 – 50  HRC;

поверхностная закалка;

Колесо  -  40Х(2)                D = 200 мм;     S = 125 мм;

твердость  235 – 262  HB;

улучшение;

 

2.1.2. Определение ресурса работы передачи

, где:

к_год, к_сут – коэффициенты использования передачи в течении года и суток;

L – срок службы;

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на

контактную выносливость

Определение значения длительного предела контактной выносливости и коэффициента безопасности

;

где: HRC_CP – среднее значение твёрдости по Раквелу после термообработки;

;

     [2] стр.90 табл. 4.6.

;

;

       [4] стр.15 табл. 2.2.

Вычисление базового числа циклов нагружения

;;

;

.

Вычисление эквивалентного числа циклов нагружения

;

;

.

Определение коэффициента долговечности с учётом режима нагружения

; при этом должно выполняться условие     [4] стр. 15;

.

Определение допускаемых напряжений на контактную выносливость

Допускаемые напряжения на контактную выносливость определяем по формуле:

;

;

.

2.1.4. Определение  допускаемого напряжения на

изгибную выносливость

Определение значения длительного предела изгибной выносливости и коэффициента безопасности

;           [2] стр.90 табл. 4.6.;

;      [2] стр.90 табл. 4.6.;

.

Определение эквивалентного числа циклов нагружения

Эквивалентное число циклов нагружения определяем по формуле:  ;

;

.

Определение коэффициента долговечности учитывающего ресурс работы

Коэффициент  долговечности учитывающий ресурс работы вычисляем  по формуле:  ;

;

;

Принимаем .

Определение допускаемого напряжения на изгибную выносливость передачи

Допускаемое напряжение на изгибную выносливость передачи вычисляем по фомуле:

;

где: к_FC – коэфффицент двухстороннего приложения;

к_FC=1;  (для нереверсивной нагрузки)   [4] стр.13;

.

2.1.5. Определение расчётного значения допускаемого

контактного напряжения передачи

;

Принимаем .

2.1.6. Определение максимального допускаемого напряжения

 на контактную прочность

Максимальное допускаеме напряжение на контактную прочность находим по формуле:     ;

.

2.1.7. Определение максимального допускаемого напряжения

                                      на изгибную выносливость(прочность)

Максимальное допускаемое напряжение на изгибную прочность находим по формуле:  ;

.

2.1.8. Геометрические параметры зубчатой передачи

Принимаем число зубьев z₁=16  [4] стр.53, тогда:

.

Определение коэффициента ширины колеса

;

где:   [4] стр. 27,табл. 3.2.;

.

 Определение угла зацепления

Угол зацепления определяем по формуле: ;

где: ; ;  [4] стр.54;

 рад.

Определение эквивалентного числа зубьев

Эквивалентное число зубьев определяем по формуле:     ;

;

 .

Определение коэффициентов

- учитывающий влияние торцового перекрытия для косозубых передач:

;     [4] стр.54;

- учитывающий угол наклона зубьев:

- учитывающий форму зубьев:

;

  .

Определение предварительного значения модуля

;

где: ,  – коэффициенты неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

=1,07   [4] стр.54;

=1,2; =1,1; =1,1  [4] стр.28 табл. 3.2.;

 - коэффициенты динамической нагрузки;

=1,06; =1,17  [4] стр.53;

;

;

;

;

принимаем стандартный модуль m=3.

2.1.9. Проверочные расчёты

а) Межосевое расстояние:

.

б) Ширина венца:

;

.

в) Окружная скорость:

.

принимаем степень точности передачи

    [4] стр.32 табл. 3.4.

Уточняем коэффициенты:

=1,06    [4] стр.28 табл. 3.2.;

=1,32    [4] стр.28 табл. 3.2.;

=1,02    [4] стр.33 табл. 3.5.;

=1,06;   [4] стр.34 табл. 3.6.

Определяем допускаемые напряжения и проверяем условие прочности:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

2.1.10. Определение геометрических параметров передачи

а) Делительный диаметр:

;

;

.

б) Диаметры окружностей впадин:

;

;

.

в) Диаметры окружностей выступов:

;

;

.

2.1.11. Усилия действующие на зацепление

а) Окружная сила:

.

б) Радиальная сила:

.

в) Осевая сила:

.

 2.2. Расчёт ременной передачи

        2.2.1. Выбор сечения ремня

Исходя из принятых значений: Р_Н=7,5 кВт и n_Н=960 об/мин. принимаем:

Сечение Б, тип передачи – клиноременная, l_P=14,0 мм, W=17 мм, Т₀=10,5 мм, А=1,38 мм², m=0,18 кг/м, L_P=800-6300, d_min=125 мм, [ 2]  стр.266 рис. 9.4.

2.2.2. Выбор диаметров валов

Для повышения ресурса работы передачи рекомендуется установить меньший шкив с расчётным диаметром d₁d_min. Из стандартного ряда (ГОСТ 17383-73) принимаем ближайшее большее значение:

d₁=140 мм.

Тогда диаметр ведомого вала (шкива):

;

принимаем d₂=400 мм.

2.2.3. Определяем межосевое расстояние

Уточняем передаточное отношение с учетом относительного скольжения :

.

2.2.4. Определяем межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяем по формуле:

;

где: Т₀- высота сечения ремня, мм;

;

;

принимаем промежуточное значение а=424 мм.

2.2.5. Определение расчётной длины ремня

;

принимаем L_P=1800 (мм),      [ 2]  стр.263 табл. 9.4.

2.2.6. Уточняем межосевое расстояние

;

где:   ;

;

 ;

.

Для установки и замены ремня предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 2%, т.е. на 9,2 мм, а для компенсации отклонений и удлинения в процессе эксплуатации – возможность увеличения на 5,5% т.е. на 25,3 мм.

2.2.7. Определение угла обхвата ремня малого шкива (вала)

.

2.2.8. Определение расчётной мощности для данного ремня

;

где:

- номинальная мощность для одного ремня, =2,35 кВт   [2] cтр. 265 табл. 9.5.;

 – коэффициент угла обхвата, =0,90     [2] стр. 267;

 – коэффициент длины ремня,   =0,94  [2] стр. 268 табл. 9.6.;

 – коэффициент режима работы, =1,1  [2] стр.269 табл. 9.7.;

.

2.2.9. Определение числа ремней

;

где:

С_z – коэффициент учитывающий число ремней, С_z= 0,9    [2] cтр. 267;

Принимаем z=5, что удовлетворяет условию z6.

2.2.10. Определение скоростей ремней

 ;

2.2.11. Определение натяжений каждой ветви ремня

;

где:

Q – коэффициент учитывающий влияние центробежных сил: Q=0,18    [2] стр. 267;

.

2.2.12. Определение сил действующих на валы

.

2.2.13. Определение рабочего ресурса рассчитанной передачи

;

где:

– число циклов для передач ремней кордной тканью;

      [2] стр. 271;

.

3. Эскизная компоновка редуктора.

3.1. Проектный расчет вала

Предварительное значение диаметров различных участков вала определяем по формуле: для двухваловых коробок:

для быстроходного:

 принимаю

Высота заплечика

r - координата фаски подшипника,

 принимаю

 принимаю

для тихоходного:

  принимаю

Высота заплечика

r - координата фаски подшипника,

 принимаю

 принимаю

3.2.Выбор подшипников.

Предварительно намечаю радиально-упорные шарикоподшипники лёгкой