Ленточный конвейер (стр. 3 из 10)

2.4.3 Уточненная мощность приводной станции

Мощность приводной станции определяется по формуле [2]:

,(26)

где η – КПД передачи механизма привода, η = 0,85;

кВт.

Выбираем электродвигатель переменного тока закрытого исполнения с повышенным пусковым моментом 4А180М8 мощностью 15 кВт и синхронной частотой вращения 750 об/мин.

2.5 Разработка приводной и натяжной станций

Частота вращения приводного барабана определяется по формуле [2]:

,(27)

115 об/мин.

Находим передаточное отношение по формуле [2]:

,(28)

где n_дв – частота вращения двигателя, об/мин;

n_дв = n_c – s · n_c,(29)

где n_c – синхронная частота вращения двигателя, n_c = 750 об/мин;

s – скольжение двигателя, s = 2,5% = 0,025;

n_дв = 750 – 0,025 · 750 = 731,25 об/мин.

.

Крутящий момент на валу барабана определяем по формуле [2]:

,(30)

Н·м.

Принимаем схему натяжной станции – грузовое натяжное устройство.

Определяем натяжное усилие по формуле [2]:

G_НГ = 1,1 · (F₂ + F₃ + F_полз),(31)

где G_НГ – натяжное усилие, кН;

F₂ – натяжение в точке 2, F₂ = 3,813 кН;

F₃ – натяжение в точке 3, F₃ = 4 кН;

F_полз – сопротивление при передвижении в ползунах натяжного барабана.

F_полз = (100 ÷ 250) · Н;(32)

при Н = 6,24 F_полз = (100 ÷ 250) · 6,24 = 624 ÷1560;

G_НГ = 1,1 · (3,813 + 4 + 1,56) = 9,373 кН.

2.6 Расчет редуктора приводного барабана

2.6.1 Кинематический расчет

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – быстроходный вал; 4 – тихоходный вал; 5 – барабан; 6 – зубчатые зацепления.

Рисунок 4. Кинематическая схема привода ленточного конвейера.

Общий КПД привода определяем по формуле [3, с. 184]:

,(33)

где η₁ – КПД пары зубчатых колес, η₁ = 0,98;

η₀ – КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, η₀ = 0,99;

= 0,93.

Требуемая мощность двигателя определяется по формуле [3, с. 184]:

,(34)

где Р_б – мощность на валу барабана, Р_б = 15 кВт;

η – общий КПД привода, η = 0,93;

кВт.

Находим угловую скорость барабана по формуле [3, с. 184]:

;(35)

12 рад/с.

Мощность на промежуточном валу определяем по формуле [3, с. 185]:

Р₂ = Р₁ ·

· η₁,(36)

Р₂ = 15 · 0,99² · 0,98 = 14,4 кВт.

Частота вращения на ведомом валу определяется по формуле [3, с.185]:

,(37)

115 об/мин.

Угловая скорость на ведомом валу [3, с.185]:

,(38)

12 рад/с.

Угловая скорость двигателя по формуле [3, с.185]:

,(39)

76,54 рад/с.

Общее передаточное число по формуле [3, с.185]:

,(40)

,

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 20758 – 75 [3, с.30] u = 6,3.

2.6.2 Определение вращающих моментов

На валу шестерни вращающий момент определяем по формуле [3, с.215]:

,(41)

200 Н·м.

Вращающий момент на валу барабана:

М₂ = М₁ · u, (42)

М₂ = 200 · 6,3 = 1260 Н·м.

Таблица 1 – Основные параметры конвейера.

Параметры		Валы
обозначение	единицыизмерения	1	2
Р	кВт	15	14,4
n	об/мин	731,25	115
ω	рад/с	75	12
M	Н·м	200	1260
u	6,3

2.7 Расчет зубчатых колес

Выбор материала.

Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ200 [3, с.28].

2.7.1 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [3, с.27]:

,(43)

где σ_Нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой – улучшением, он равен [3, с.27]:

σ_Нlimb = 2 · НВ + 70;(44)

K_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,2.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, с.29]:

[σ_H] = 0,45 · ([σ_H1] + [σ_H2]);(45)

для шестерни:

442 МПа;

для колеса 1:

392 МПа;

для колеса 2:

[σ_H2] = 392 МПа.

[σ_H] = 0,45 · (442 + 392) = 375 МПа.

Требуемое условие [σ_H] ≤ 1,23 · [σ_H2] выполнено.

2.7.2 Конструктивные параметры передачи

Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Нβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [2]:

.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [3, с.26]:

,(46)

где К_а – коэффициент косозубых колес, К_а = 43;

≈ 129,7 мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 а_ω = 160 мм.

Нормальный модуль зацепления находим по формуле [3, с.30]:

m_n= (0,01 ÷ 0,02) · а_ω,(47)

m_n = (0,01 ÷ 0,02) · 160 = 1,6 ÷ 3,2 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m_n = 3 мм [2].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10º и определим числа шестерни и колеса по формуле [3, с.31]:

,(48)

14;

z₂ = z₁ · u,(49)

z₂ = 14 · 6,3 = 88.

Уточненное значение угла наклона зубьев [3, с.31]:

,(50)

;

принимаем β = 17º01'.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные по формуле [3, с.38]:

,(51)

43,922 мм,

276,078 мм.

Проверка:

мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a = d + 2 · m_n,(52)

d_a1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,

d_a2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.

Ширина колеса:

b₂ = ψ_ba · a_ω,(53)

b₂ = 0,4 · 160 = 64 мм.

Ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5,(54)

b₁ = 64 + 5 = 69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

,(55)

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

,(56)

1,65 м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8 степень точности [3, с.27].

Коэффициент нагрузки:К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_Нv,(57)

где К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; при v = 1,65 м/с и 8 степени точности К_Нα = 1,075;