Привод ленточного транспортера (стр. 1 из 4)
ДМ-32. Вариант 2. «Спроектировать привод ленточного транспортера для подачи формовочной земли».
Привод включает:
Электродвигатель;
Клиноременную передачу;
Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью;
Приводную звездочку на тихоходном валу редуктора.
Исходные данные:
Скорость ленты транспортера n = 0,4 м/с.
Диаметр тягового барабана D= 300 мм.
Максимальная окружная сила Ft = 6 кН = 6000 Н.
Ширина ленты B=500 мм.
Срок службы – 5 лет.
Дополнительные указания:
Предусмотреть установку предохранительного звена в кинематической цепи.
Привод на сварной раме.
Режим работы по графику.
Разработать натяжное устройство ременной передачи.
КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА ПРИВОДА
электродвигатель,
клиноременная передача,
редуктор,
цепная передача,
муфта предохранительная,
лента конвейера.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА
1. Выбор электродвигателя.
Потребляемая мощность привода (мощность на выходе):
Pв = Ft*ν /103=6000*0,4/1000=2,4 кВт,
где ν – скорость движения ленты (м/с);
Ft – окружная сила на звёздочке ленточного конвейера (Н).
Общий КПД привода:
ηобщ = η р*ηз3*ηц*ηм*ηпк3*ηпс = 0,756,
где η р = 0,955 - КПД клиноременной передачи;
ηз = 0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи;
ηц = 0,915 - КПД цепной передачи;
ηм = 0,985 - КПД муфты;
ηпк = 0,9925 - КПД одной пары подшипников качения;
ηпс = 0,985 - КПД одной пары подшипников скольжения.
Требуемая мощность электродвигателя:
Pэд.треб. = Рв/ ηобщ = 2,4/0,756 = 3,17 кВт
Выбираем электродвигатель 100S4/1435 мощностью Р = 3 кВт с синхронной частотой вращения nсинх= 1500 об/мин и асинхронной nасинх = 1435 об/мин.
2. Определение передаточных чисел привода.
Частота вращения выходного вала привода:
nв= 60*1000*ν/(π*D)=25,46 об/мин
Общее передаточное число привода:
uобщ = nэд/nв = 1435/25,46 = 56,4
Передаточное число привода по ступеням:
uобщ = uр*uред*uц= 2*14,09*2
Передаточное число тихоходной ступени:
uт = 0,88*√ uред = 0,88*√14,09 = 3,3
Передаточное число быстроходной ступени:
uб = uред/uт = 14,09/3,3 = 4,27
3. Определение вращающих моментов на валах привода:
Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:
n1=nэд/uр=1435/2= 717,5 об/мин.
Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени):
n2 = n1/uз = 168,22 об/мин.
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:
n3 = n2/ uз = 50,93 об/мин.
Частота вращения выходного вала привода:
n4= n3/uц= 25,465 об/мин.
Вращающий момент на выходном валу электродвигателя:
Тэд = 9550*Pэд/nэд = 9550*3/1435 = 19,965 Н*м.
Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени:
T1= Tэд*uр*ηр = 38,133 Н*м.
Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени:
T2= T1*uз*ηз*ηпк = 156,586 Н*м.
Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени:
T3= T2*uз*ηз*ηпк = 497,923 Н*м.
Вращающий момент на ведомой звездочке цепи:
T4= T3*uц*ηц*ηпк = 904,366 Н*м.
Момент на выходном валу конвейера:
T5= T4*ηм*ηпс2 = 864,276 Н*м.
Угловая скорость выходного вала электродвигателя:
ωэд = π*nэд/30 = 150,273 рад/с.
Угловая скорость вала шестерни быстроходной ступени:
ω1 = ωэд /uр = 75,136 рад/с.
Угловая скорость вала шестерни тихоходной ступени:
ω2 = ω1 /uз = 17,616 рад/с.
Угловая скорость вала колеса тихоходной ступени:
ω3 = ω2 /uз = 5,333 рад/с.
Угловая скорость выходного вала привода:
ω4 = ω3 /uц = 2,667 рад/с.
Таблица 1.
Итоговая таблица кинематического и силового расчета:
| № | Название ступени | Uступ | КПД | T, Н*м | n, об/мин | w, рад/с |
| 1 | Э/д (100S4) | - | - | 19,97 | 1435 | 150,27 |
| 2 | Клинорем. п., ведомый шкив | 2 | 0,955 | 38,13 | 717,5 | 75,14 |
| 3 | Редуктор*: | 14,09 | ||||
| а) быстроходный вал | - | - | 38,13 | 717,5 | 75,14 | |
| б) промежуточный вал | 4,27 | 0,97 | 156,59 | 168,22 | 17,62 | |
| в) тихоходный вал | 3,30 | 0,97 | 497,92 | 50,93 | 5,33 | |
| 4 | Цепная п., ведомая звездочка | 2 | 0,915 | 904,37 | 25,46 | 2,67 |
| 5 | Муфта | - | 0,985 | 904,37 | 25,46 | 2,67 |
| 6 | Конвейер, приводной вал | - | - | 864,28 | 25,46 | 2,67 |
| *Редуктор 2-хступенчатый цил. с раздвоенной быстроходной ступенью. | ||||||
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектный расчет.
1. Выбор сечения ремня.Выбираем клиновый ремень узкого сечения УО d1 = 63…100 мм (по номограмме 5.3.).
2. Диаметр ведущего шкива.
Минимально допустимый диаметр ведущего шкива: d1min = 63 мм. Расчетный диаметр ведущего шкива: d1 = 71 мм.
3. Диаметр ведомого шкива.
d2 = d1*u*(1-ε) = 71*2*(1- 0,015) = 140 мм,
где u – передаточное число открытой передачи,ε – коэффициент скольжения (0,01…0,02).
4. Фактическое передаточное число.
uф = d2/ (d1*(1-ε)) = 140/(71*(1-0,015)) = 2,002
Отклонение фактического передаточного числа от заданного:
∆u = (uф-u)/u*100% = 0,093% < 3%.
5. Ориентировочное межосевое расстояние.
a ≥ 0,55*(d1+d2)+ h(H) = 124,05 мм,
где h(H) = 8 мм – высота сечения клинового ремня.
6. Расчетная длина ремня.
l = 2a + π/2*(d2+d1) + (d2 - d1)2/(4a) = 589 мм. ≈ 630 мм.
7. Межосевое расстояние.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
a = 1/8* {2*l - π*(d2+d1) + √([2*l- π*(d2+d1)]2 - 8*(d2 - d1)2)} = 145,2 мм.
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025l.
8. Угол обхвата ремнем ведущего шкива.
α1 = 1800 – 570 *(d2 - d1)/а = 152,910 > 1200
9. Скорость ремня.
ν = π*d1*n1/(60*103) = 5,33 м/с ≤ [ν],
где d1 и n1 – соответственно диаметр ведущего шкива и его частота вращения
[ν] = 40 м/с – допускаемая скорость для узких клиновых ремней.
10. Частота пробегов ремня.
U = l/ ν = 0,12 с-1 ≤ [U],
где [U] = 30 с-1 – допускаемая частота пробегов.
Соотношение U ≤ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.
11. Допускаемая передаваемая мощность.
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:
[Pп] = [P0] Cp Cα Cl Cz ,
где [P0] = 1,18 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем;
С – поправочные коэффициенты:
Cp = 1 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;
Cα = 0,92 – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве;
Cl = 0,85 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;
Cz = 0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте передачи.
[Pп] = 0,83 кВт.
12. Количество клиновых ремней.
z = Pном / [Pп] = 4,
где Pном = 3 кВт – номинальная мощность двигателя.
13. Сила предварительного натяжения.
F0 = 850 Pном Cl / (z*ν*Cα*Cp)
где F0 – сила предварительного натяжения одного клинового ремня
F0 = 110,41 Н.
14. Окружная сила.
Ft = Pном *103 / ν = 562,36 Н
где Ft – окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней.
15. Сила натяжения.
F1 = Fо + Ft / 2z = 180,7 Н
F2 = Fо - Ft / 2z = 40,11 Н,
где F1 и F2 – силы натяжения соответственно ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня.
16. Сила давления на вал.
Fоп = 2* Fо*z*sin (α1/2) = 402,23 Н,
где Fоп - сила давления на вал комплекта клиновых ремней.
Проверочный расчет.
17. Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
σmax = σ1 + σи + σν ≤ [σ]р,
где а) σ1 – напряжения растяжения:
σ1 = Fо / А + Ft / (2*z*A) = 3,23 Н/мм2,
где А = 56 мм2 – площадь поперечного сечения ремня;
б) σи – напряжения изгиба:
σи = Eи*h / d1 = 4,57 Н/мм2,
где Eи = 80…100 мм2 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;
в) σν – напряжения от центробежных сил:
σν = ρ*υ2*10-6 = 0,04 Н/мм2,
где ρ = 1250…1400 кг/мм3 – плотность материала ремня;
г) [σ]р = 10 Н/мм2 – допускаемое напряжение растяжения.
σmax = 7,84 Н/мм2.
Условие прочности выполняется.
РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1. Межосевое расстояние:
Предварительное значение межосевого расстояния:
Для косозубого зацепления:
аw' = K*(u+1)*3√(T1/u) = 10*(4,27+1)* 3√(38,13/4,27) = 109,28 мм
Для шевронного зацепления:
аw' = K*(u+1)*3√(T1/u) = 8*(3,3+1)* 3√(156,59/3,3) = 124,59 мм
Окружная скорость:
Для косозубого зацепления:
ν = 2*π*аw'*n1/(6*104*(u+1)) =2*3,14*109,28*717,5/(6*104*(4,27+1)) = 1,559м/с
Для шевронного зацепления:
ν = 2* π* аw'*n1/(6*104*(u+1)) = 2*3,14*124,59*168,22/(6*104*(3,3+1)) =0,51м/с,
где К – коэффициент в зависимости от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса,
T1 – вращающий момент на шестерне,
u – передаточное число.
Уточнение межосевого расстояния:
аw = Ка*(u+1)* 3√((Кн*Т1)/(ψba* u*[σ]н2))
Ка = 410 МПа1/3(для косозубых и шевронных колёс)
Коэффициенты ширины:
Для косозубого зацепления: ψba = 0,4
Для шевронного зацепления: ψba = 0,5
Выберем материалы для изготовления зубчатых колёс и шестерен:
шестерни : а – улучшение, для стали 40ХН: 269…302НВ
с – поверхностная закалка, для стали 40ХН: 48…53HRCэ
колеса: b - улучшение, для стали 40ХН: 235…262НВ
d - улучшение, для стали 40ХН: 269…302НВ
Допускаемые контактные напряжения [σ]н1 для шестерни и [σ]н2 для колеса определяются по общей зависимости:
[σ]н = [σ]нlim*ZN*ZR*ZV/SH
Рассмотрим косозубое зацепление:
а) Колесо (245НВ):
Предел контактной выносливости:
[σ]нlim = 2*НВср+70 = 2*245+70 = 560 МПа
Коэффициент запаса прочности: SH = 1,1 (улучшение)
Коэффициент долговечности:
ZN = 6√(NHG/NK), если 1≤ ZN≤ZNmax
Число циклов:
NHG = 30* НВср2,4 = 30*2452,4 = 1,626*107 ≤ 12*107
Ресурс передачи:
NK = 60*n*n3*Lh = 60*n*n3*L*365*Kгод*24*Ксут = =60*168,22*1*5*365*24*1*1 = 44,2*107
Т.к. NK> NHG, то NK = NHG = 1,626*107
Значит, ZN = 1
Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости: ZR = 0,95
Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ν: Z ν = 1,1
[σ]н2 = 560*1*0,95*1,1/1,1 = 532 МПа.
б) Шестерня (290НВ):
[σ]нlim = 2*НВср+70 = 2*290+70 = 650 МПа
SH = 1,1 (улучшение)