Ленточный конвейер

Находим диаметр приводного барабана по формуле [2]:

Dб = z · (120 ч 150),(15)

Dб = 3 · (120 ч 150) = 360 ч 450 мм,

по ГОСТ 22644 - 77 принимаем Dб = 500 мм.

Находим длину барабана по формуле [2]:

В1 = В + 100,(16)

В1 = 1200 + 100 = 1300 мм.

Стрела выпуклости барабана по формуле [2]:

fв = 0,005 · В1,(17)

fв = 0,005 · 1300 = 6,5 мм.

Находим диаметр натяжного барабана по формуле [2]:

,(18)

333 мм,

принимаем DН = 350 мм.

2.3 Определение натяжения ленты конвейера методом обхода контура по точкам

Разбиваем контур конвейера на 4 участка. Натяжение ленты в точке 1 принимаем за неизвестную величину. Затем находим натяжение ленты в остальных точках через неизвестное натяжение в точке 1.

Рисунок 3 - Схема для определения натяжения ленты конвейера методом обхода контура по точкам.

Находим натяжение ленты методом обхода контура по точкам в точке 2 [2]:

,(19)

где F1 и F2 - натяжение ленты в соответствующих точках, кН;

Кщп - коэффициент сопротивления кручению, Кщп = 0,022;

в точке 3:

F3 = F2 + KдН · F2,(20)

где KдН - коэффициент сопротивления на натяжном барабане, KдН = 0,05;

F3 = (1 + 0,05) · (F1 +-0,637) = 1,05 · F1 - 0,669;

в точке 4:

,(21)

где Kщж - коэффициент сопротивления движению ленты по желобчатым роликоопорам, Kщж = 0,025;

= 1,05 · F1 + 8,631.

F4 = F1 · ef·б(22)

1,05 · F1 + 8,631 = F1 · 2,710,35·3,14

F1 · 2,99 - F1 · 1,05 = 8,631

F1 · (2,99 - 1,05) = 8,631

F1 · 1,94 = 8,631

= 4,45 кН.

F2 = 4,45 - 0,637 = 3,813 кН

F3 = 1,05 · 4,45 - 0,669 = 4 кН

F4 = 1,05 · 4,45 + 8,631 = 13,3 кН

2.4 Уточненный расчет конвейера

2.4.1 Проверка провисания ленты между роликоопорами

Наибольший прогиб ленты будет в точке 3 и он определяется по формуле [2]:

,(23)

где Imax - наибольший прогиб ленты, м;

F3 - натяжение ленты в точке 3, Н;

= 0,011 м.

Допустимый прогиб определяется по формуле [2]:

[Imax] = (0,025 ч 0,03) · Ip,(24)

[Imax] = (0,025 ч 0,03) · 0,72 = 0,018 ч 0,0216 м.

[Imax]> Imax , следовательно, натяжение ленты достаточное.

2.4.2 Определение уточненного тягового усилия на приводном барабане

Находим тяговое усилие на приводном барабане по формуле [2]:

Fту = F4 - F1 + F4... 1;(25)

Fту = 13,3 - 4,45 + 0,03 · (13,3 + 4,45) = 9,383 кН.

2.4.3 Уточненная мощность приводной станции

Мощность приводной станции определяется по формуле [2]:

,(26)

где з - КПД передачи механизма привода, з = 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 nдв - частота вращения двигателя, об/мин;

nдв = nc - s · nc,(29)

где nc - синхронная частота вращения двигателя, nc = 750 об/мин;

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

nдв = 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]:

GНГ = 1,1 · (F2 + F3 + Fполз),(31)

где GНГ - натяжное усилие, кН;

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

F3 - натяжение в точке 3, F3 = 4 кН;

Fполз - сопротивление при передвижении в ползунах натяжного барабана.

Fполз = (100 ч 250) · Н;(32)

при Н = 6,24 Fполз = (100 ч 250) · 6,24 = 624 ч1560;

GНГ = 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 з1 - КПД пары зубчатых колес, з1 = 0,98;

з0 - КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, з0 = 0,99;

= 0,93.

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

,(34)

где Рб - мощность на валу барабана, Рб = 15 кВт;

з - общий КПД привода, з = 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 · · з1,(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.

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

уНlimb = 2 · НВ + 70;(44)

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

[SH] - коэффициент безопасности, [SH] = 1,2.

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

[уH] = 0,45 · ([уH1] + [уH2]);(45)

для шестерни:

442 МПа;

для колеса 1:

392 МПа;

для колеса 2:

[уH2] = 392 МПа.

[уH] = 0,45 · (442 + 392) = 375 МПа.

Требуемое условие [уH] ? 1,23 · [уH2] выполнено.

2.7.2 Конструктивные параметры передачи

Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение КНв = 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 Ка - коэффициент косозубых колес, Ка = 43;

? 129,7 мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 ащ = 160 мм.

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

mn = (0,01 ч 0,02) · ащ,(47)

mn = (0,01 ч 0,02) · 160 = 1,6 ч 3,2 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 mn = 3 мм [2].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10є 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 в = 17є01'.

Основные размеры шестерни и колеса:

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

,(51)

43,922 мм,

276,078 мм.

Проверка:

мм.

Диаметры вершин зубьев:

da = d + 2 · mn,(52)

da1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,

da2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.

Ширина колеса:

b2 = шba · aщ,(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:КН = КНв · КНб · КНv,(57)

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

КНв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при шbd = 1,08, твердости НВ?350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала передачи КНв = 1,125;

КНv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при v ? 5 м/с КНv = 1.

Таким образом:

КН = 1,125 · 1,075 · 1 = 1,21.

Проверка контактных напряжений по формуле [3, с.34]:

,(58)

333 МПа.

Условие уН < [уH] выполнено.

Силы, действующие в зацеплении [3, с.217]:

окружная,(59)

9108 Н;

радиальная,(60)

где б - угол профиля зуба, б = 20є;

3095 Н;

осевая

Fa = Ft · tgв,(61)

Fa = 9108 · tg 17є01' = 2786 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [3, с.38]: ? [уF],(62)

здесь коэффициент нагрузки КF равен [3, с.38]:

КF = КFв · КFv(63)

При шbd = 1,08, твердости НВ ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFв = 1,26, КFv = 1,1.

Таким образом, коэффициент нагрузки:

КF = 1,26 · 1,1 = 1,39

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [3, с.38]:;(64)

у шестерни

? 16,

у колеса

? 92,

таким образом YF1 = 3,80 и YF2 = 3,60.

Допускаемое напряжение определяем по формуле [3, с.39]:

,(65)

где - предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов; для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350

= 1,8 НВ [2];

[SF] - коэффициент безопасности;

[SF] = [SF]' · [SF]";(66)

для поковок и штамповок [SF]" = 1, [SF]' = 1,75;

[SF] = 1,75 · 1 = 1,75;

для шестерни:= 1,8 · 230 = 415 МПа,

= 1,8 · 200 = 360 МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

237 МПа,

для колеса

МПа.

Находим отношение :

для шестерни МПа,

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yв и КFб [3, с.35]:

,(67)

,

;(68)

где n - степень точности зубчатых колес, n = 8;

еб - коэффициент торцового перекрытия, еб = 1,5;

0,92.

Проверяем прочность зубьев колеса:

? 198 МПа.

Условие уF2 = 198 МПа < [уF2] = 206 МПа выполнено.

2.7.3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении определяем по формуле [3, с.94]:

,(69)

? 29,4 мм;

принимаем dв1 = 30 мм;

принимаем под подшипники dп1 = 35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рисунок 5 - Конструкция ведущего вала.

Ведомый вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [фk] = 25 МПа:

? 63,6 мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда : dв2 = 65 мм ; диаметр вала под подшипниками dп2 = 70 мм; под зубчатым колесом dк2 = 75 мм.

Рисунок 6 - Конструкция ведомого вала.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.7.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняют за одно целое с валом, ее размеры определены выше: d1 =43,922 мм; dа1 =49,922 мм; b1 = 69 мм.

Колесо кованое: d2 = 276,078 мм; dа2 = 282,078 мм; b2 = 64 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6 · dк2 = 1,6 · 75 = 120 мм;

Длина ступицы lст = (1,5 ч 1,6) · dк2 = 112,5 ч 120 мм, принимаем lст = 115 мм.

Толщина обода д0 = (2,5 ч 4) · mn = 7,5 ч 12 мм, принимаем д0 = 8 мм.

Толщина диска С = 0,3 · b2 = 19,2 мм, принимаем С = 20 мм.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5