Модернизация привода литейного конвейера и подшипников натяжной станции (стр. 4 из 4)

(3.18)

20

Мощность электродвигателя при возможных износах деталей.

кВт (3.19) 21

Частота вращения приводных звёздочек.

где d_w - диаметр начальной окружности звездочки, мм

(3.20)

Выбор электродвигателя привода конвейера.

Подбор электродвигателя произведён согласно рассчитанных в п3.1 :

крутящего момента , мощности и передаточного числа привода по приведённой ниже методике [1]. Выполнен в программе: Компас-3DV6 и представлен в приложении 2.

В зависимости от выбранных параметров выполняется расчет мощности выходного звена привода:

Мощность рабочей машины :

, (3.22)

где T - вращающий момент тягового органа рабочей машины, Н*м

w - угловая скорость тягового органа рабочей машины, рад^-1

, (3.23)

п - заданная частота вращения тягового органа рабочей машины ,мин^-1..

Расчет КПД привода

На данном шаге выполняется расчет КПД передачи.

h_общ=h₁*h₂*h₃*h_N,, (3.24)

где h₁,h₂,h₃,h_N, - КПД отдельных ступеней привода.

Мощность электродвигателя

, (3.25)

Частота вращения двигателя

, (3.26)

где U- передаточное отношение привода,

d- допустимое отклонение скорости выходного вала.

3.2. Кинематический расчёт

Момент статического сопротивления на валу электродвигателя в момент его пуска рассчитывается по формуле:

Т_ЭО=

, Н×м, (3.27)

где F_мах - максимальное тяговое усилие цепи, Н;

D_Зв -делительный диаметр приводной звёздочки, мм;

u_Ф - фактическое передаточное число передачи;

h_Ч,h_рп - кпд червячного редуктора и ремённой передачи соответственно;, h_Ч=0,4, h_рп=0,97.

Максимальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора и ведущих звёздочках привода:

Т_БО=Т_ЭО*h_Ч*h_Ц*u_Ф,, Н×м (3.28)

Редуктор привода принимается при условии соответствия передаточного числа и Т_расч≤Т_ред, ,Н*м. (3.29)

Расчёты выполнены в программе Mathcad 2000 Professional и представлены в приложении 3.

3.3. Выбор муфты

[Т]≥Т_ред*К₁*К₂, (3.30)

где [Т]-допустимый крутящий момент муфты, ;[Т]=5600 Н*м

Т_ред- крутящий момент на валу редуктора, ;Т=2756 Н*м

К₁- коэффициент ответственности передачи; К₁=1,0

К₂- коэффициент режима работы (равномерный); К₂=1,0

Т_ред*К₁*К₂=2756, Н*м

Условие [Т]>Т_ред выполнено, следовательно выбранная муфта принимается окончательно.

3.4 Расчёт клиноремённой передачи.

Расчёт клиноремённой передачи произведён по методике, приведённой ниже [1] .

Выбор сечения ремня

Р -Мощность двигателя.

и -Передаточное число передачи

п -Частота вращения вала двигателя.

Режим работы - лёгкий.

ПВ=25%, L = лет, К =0,9 ,К =0,6 ,

По номограмме рис. 9,4 [1,266] для заданных условий выбирается тип ремня

По таблице 9.4 [1,263] получаем характеристики ремня:

L, W, Т ,А, т.

Определяем диаметры шкивов: для повышения ресурса работы передачи рекомендуется устанавливать меньший шкив с расчётным диаметром d₁ >d_min ;

Диаметр ведомого шкива:

d₂ =d₁ *u₁ , (3.31)

Уточняем передаточное отношение с учётом относительного

скольжения s=0,01:

u_ф =d₂/(d₁*(1-s)), (3.32)

Определяю межосевое расстояние

а_min =0.55(d₁ +d₂ )+T₀, (3.33)

а_max =d₁ +d₂ , (3.34)

Принимается промежуточное значение а_w = мм

Определяю расчётную длину ремней

, (3.35)

Принимаю L мм из стандартного ряда длин.

Уточняем межосевое расстояние

, (3.36)

w=0.5p (d₁+d₂), (3.37)

, (3.38)

Для установки и замены ремней предусматриваю возможность уменьшения а на 2%, т.е. на 9 мм, а для компенсации удлинения во время эксплуатации предусматриваю возможность увеличения а на 5,5% , т.е. на 25 мм. Определяю угол обхвата ремнями ведущего шкива, °¢²

a₁=180-57((d₂-d₁)/a_w, (3.39)

Определяем коэффициенты:

угла обхвата С₀ =0,92 [1,267];

режима работы С_р =1,1 [1,табл 9.7];

длины ремня С_L =0,88 [1,табл9.6]

Предварительно принимается Z по данным [1, 267] С_Z =0,9.

По [1, табл 9,5] нахожу номинальную мощность Р для ремня сечением:

L , d , i, n , Р .

Определяем расчётную мощность,

Р_р =Р₀*(С_v*C_l)/C_p , кВт (340)

определяем число ремней

Z¢ =Pдв/Р_рС_z; (3.41)

Окончательно принимаем Z

Определяю натяжение каждой ветви одного ремня S ,Н.

Предварительно определяю окружную скорость ремней V

, м/с (3.42)

По данным на [1, 267]: q =0,3

, Н (3.43)

Определяю силу ,действующую на вал

F =2S₀Zsin(a/2) , Н (3.44)

3.5 Расчёт шпонок приводного вала.

Расчёт шпонок приводного вала произведён по методике, изложенной ниже [24] .

Выбранную по диаметру вала шпонку проверяют на смятие:

, (3.45)

где Т - передаваемый крутящий момент, Н*мм;

d - диаметр вала, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм;

при скруглённых концах l_p=l-b

b - ширина шпонки, мм;

[s]_СМ - допускаемое напряжение смятия: при стальной ступице и спокойной нагрузке [s]_СМ=80÷220 МПа; при чугунной - вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки [s]_СМ - на 25÷40% ниже.

3.6 Расчёт подшипников натяжной станции.

3.6.1 Расчёт реакций опор натяжного вала .

Расчётная схема вала

рис.3.3

Расчёт реакций опор по оси Х, т.к. по оси Х сил нет, то расчёт не производим.(рис.3.3)

Расчёт реакций опор по оси У¢, смещённой относительно оси У на 5,5° вверх :Sу=0

-R_AY¢+Р_нат+Р_нат-R_BY¢=0, (3.46)

Т.к. силы расположены симметрично, то реакции опор в точках А и В будут равны.

,Н (3.47)

, Н

Расчёт реакций опор по оси Z :Sz=0

R_AZ¢-Р_Ц-Р_в-Р_Ц+R_BZ¢=0, (3.48)

Т.к. силы расположены симметрично, то реакции опор в точках А и В будут равны.

,Н (3.49)

,Н.

По полученным значениям построим эпюры нагружений и изгибающих моментов, рис 1.

По результатам расчётов реакций опор выполняем выбор подшипников.

3.6.2 Выбор подшипников.

Расчёт подшипников натяжной станции произведён по методике, изложенной ниже [24]. Номинальная долговечность подшипников:

, ч. (3.50)

где С - динамическая грузоподъёмность по каталогу;

Р - эквивалентная нагрузка;

Р - показатель степени, для шарикоподшипников р =3, для роликоподшипников р=10/3.

Для однорядных радиальных шарикоподшипников и однорядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников эквивалентная нагрузка

Р=(ХVF_r+YF_a)K_sK_T; при

; (3.51)

Р=VF_rK_sK_T; при

, (3.52)

Эквивалентная нагрузка для однорядных и двухрядных подшипников с короткими цилиндрическими роликами ( без бортов на наружном или внутреннем кольце)

Р=VF_rK_sK_T,

где V - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца V=1; при вращении наружного кольца V=1.2;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_T- температурный коэффициент;

K_s - коэффициент перегрузки;

F_r - радиальная нагрузка на подшипник.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Кохан Л.С., и др. Механическое оборудование заводов цветной металлургии: Ч.2 Механическое оборудование цехов для производства цветных металлов. - М.: Металлургия, 1988.328с.

2. Кравчик А.Э., Шлаф М.М. и др., Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник - М.: Энергоиздат, 1982. 504 с.

3. Басов А.И., Ельцов Ф.П. Справочник механика заводов цветной

металлургии. - М.: Металлургия, 1981.525 с.

4. Лихачев В.Л. Электродвигатели асинхронные. - М.: СОЛОН-Р, 2002.304 с.

5. Ножненко А.В., Данилов Л.И. и др. Выбор и эксплуатация редукторов на металлургических предприятиях: Справочное издание.- М.: Металлургия, 1983.126 с.

6. Поляков В.С., Барбаш И.Д., и др.. Справочник по муфтам 2-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, 1979. 224 с.

7. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач.-М.: Машиностроение, 1984.562 с.

Гроссман Л.П. Технико-экономическое обоснование проектных решений: Методические указания по дипломному проектированию . - Екатеринбург: ГОУ УГТУ-УПИ, 2002. 21 с.