Разработка привода ленточного конвейера

       

Введение

Редуктором  называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Темой курсовой работы является  «Спроектировать привод ленточного конвейера»  Проект носит комплексный характер и включает в себя расчётную и графическую части.

Цель курсового  проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Ленточные конвейеры широко используются в  металлургической, горнодобывающей и других видах промышленности. Их используют для транспортировки насыпных и штучных грузов, как на малые, так и на большие расстояния. Простота и надежность их конструкции обеспечивает их работу в течение длительного времени. Ленточные конвейеры можно использовать как в закрытых, так и на открытых участках, что объясняет их широкое использование в промышленности. Конвейеры относятся к машинам непрерывного типа действия и характеризуются непрерывным перемещением грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Перемещаемый насыпной груз располагается сплошным слоем на несущем элементе машины ленте или отдельными порциями. Штучные грузы также перемещаются непрерывным потоком в заданной последовательности один за другим. Благодаря непрерывности перемещения груза, отсутствию остановок для загрузки и разгрузки и совмещению рабочего и обратного движений грузонесущего элемента машины непрерывного действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.

Выполнение  курсовой работы способствует закреплению  и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Детали  машин».

Работа  позволяет получить следующие навыки:

- применение  на практике приемов расчета  и конструирования;

- обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

- работы  со специальной технической литературой;

- анализа технических параметров  и технико-экономического анализа  проектируемого изделия.

 

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Мощность  на барабане P_б, кВт [5, с 39]:

, (1.1)

где F – тяговое усилие ленты конвейера, F = 1,5 кН;

V – скорость ленты, V = 0,85 м/с.

 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя P_тр., кВт [5, с 40]:

, (1.2)

где η – общий КПД привода [5, с 40]:

η = η_м· η_зп · η_оп · η_под³, (1.3)

η_рем = 0,95;

η_зуб = 0,97;

η_цеп = 0,96;

η_под = 0,99.

η = 0,98 · 0,96 · 0,95 · 0,99³ = 0,867.

кВт. (1.4)

Частота вращения барабана n_б, об/мин [5, с 41]:

, (1.5)

где D – диаметр барабана, D = 0,35 м.

 об/мин.

По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности Р_тр.= 1,47 кВт выбираем тип электродвигателя 4АМ90L6У3 с номинальной частотой вращения n_ном.= 935 об/мин, Р_ном = 1,5 кВт.

Общее передаточное отношение привода  U, [5, с 41]:

, (1.6)

.

Частные передаточные числа принимаем  из условия:

u = u₁·u₂ u₃, (1.7)

где u₁ – передаточное отношение ременной передачи, u₁=2;

     u₂ – передаточное отношение зубчатой передачи, принимаем по ГОСТ 2185-66 u₂ = 5;

     u₃ – передаточное отношение цепной передачи, принимаем из условия:

, (1.8)

.

Частота вращения валов n, об/мин:

    об/мин;

    об/мин;

   об/мин.

Угловые скорости валов ω, с^-1:

, (1.9)

 с^-1,

  с^-1,

                      с^-1,

 с^-1.

Мощности  на валах Р, Вт [5, с 45]:

                                Вт (1.10)

                          =1425 Вт

        , (1.11)

 Вт. 

        , (1.12)

 

Вт.

Вращающие моменты на валах Т, Н·м [5, с 46]:

, (1.13)

  Н·м.

 Н·м.

 Н·м.

 Н·м.

Полученные данные свели в таблицу 1.1

                                                             Таблица 1.1

Вал	n, об/мин	, с-1	Р, Вт	Т, Н·м
электродвигатель	935	97,86	1500	15,33
I ведущий редуктора	467,5	48,31	1425	29,5
II ведомый редуктора	93,5	9,8	1368	139,6
барабана	43,4	4,5	1300	288,9

 

 

 

 

 

2. Расчет ременной передачи

Определяем  передаточное отношение u:

  (2.1)

  (2.2)

=15,33 Н м   (2.3)

Определяем  диаметр  меньшего шкива из соотношения:

(3 4)   (2.4)

(3 4)

По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр  =90

Диаметр ,мм, определяем с учетом относительного скольжения ремня:

  (2.5)

 

По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр  =180

Определяем  фактическое передаточное отношение:

 (2.6)

Определяем отклонение полученного передаточного отношения от ранее принятого передаточного отношения.

 (2.7)

Отклонение допустимо, так как  не превышает 4%.

Определяем межосевое расстояние ,мм:

  ;  (2.8)

где h – высота ремня, h = 10,5мм;

 мм

Определяем расчетную длину ремня ,мм:

= ;  (2.9)

Стандартный ряд:L=800 мм.

Уточняем  межосевое расстояние a,мм:

 (2.10)

Определяем угол обхвата меньшего шкива:

 (2.11)   

Определяем скорость ремня  V,м/c:   

 

 (2.12)

                       

Определяем число ремней Z, необходимых для передачи заданной мощности:

 (2.13)

где -коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, = 0,9;

     -мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, = 0,95 кВт;

     -коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня L₀ к  базовой L, =0,95;

     -коэффициент угла обхвата, =0,92;

     -коэффициент, учитывающий число ремней, =0,95.

Принимаем число ремней Z=2.

Определяем предварительное натяжение  ветвей клинового ремня:

 (2.14)

где - коэффициент, учитывающий центробежную силу, =0,18Hc²/m²

Определяем  силу , Н, действующую на валы:

,    (2.15)

 Н.

Проверяем ремень на долговечность  , по частоте пробега в секунду:

,  (2.16)

   

Вывод: ремень долговечен, так как  частота пробегов ремня в секунду меньше допустимого значения.

3. Расчет цепной передачи

Дано:

Определяем  число зубьев ведущей звездочки:

   (3.1) 

Принимаем

Определяем  число зубьев ведомой звездочки:

  (3.2)

Принимаем

Определяем фактическое передаточное отношение 

  (3.3)

Определяем отклонение от полученного ранее U:

  (3.4)

Отклонение  допустимо так как не превышает 4%.

Определяем  расчетный коэффициент нагрузки

    (3.5)

где - динамический коэффициент, =1;

    - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, =1;

    - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, =1;

    - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи, =1,25;

    - коэффициент, учитывающий способ смазывания цепи, = 1,4;

    - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, =1.

 

Определяем  шаг цепи t, мм:

t= 2,8 ;  (3.6)

где m – число рядов в цепи, принимаем m = 1;

    [p] – допускаемое давление в шарнирах цепи:

;   (3.7)

где [p₀] – допускаемое давление на один шарнир, принимаем [p₀]=29 МПа;

МПа

t= 2,8 18,38 мм.

По ГОСТу 13568-75 принимаем большее  ближайшее значение t=19,05 мм.

Выбираем цепь ПР-19,05-31,8 ГОСТ 13568-75,имеющую:

Шаг цепи                                                       t=19,05мм;

Разрушающую нагрузку                                         Q=31,8кН;

Массу одного метра цепи                                     q=1,9кг;

Проекцию опорной поверхности шарнира                     А_оп=105,8мм²;

Проверяем цепь с шагом t=19,05 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения [n₁] = 900 об/мин, следовательно условие           n≥[n₁] выполнено, так как 93,5< 900 об/мин.

Определяем расчетное давление p, МПа:

  (3.8)

где - окружная сила, передаваемая цепью, Н;

,  (3.9)

где V- фактическая скорость цепи, м/с;

  (3.10)

м/с.

=1710 Н                                    (3.11)

Условие нагружения цепи выполнено:

Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах  находиться в пределах: =а/t=30…50.

Принимаем =40.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

  (3.12)

-суммарное число зубьев:

  (3.13)

                          (3.14)

Округляем до четного числа 

Уточняем  межосевое расстояние а, мм:

(3.15) 765 мм.

Определяем диаметр делительной  окружности , мм, ведущей звездочки:

; (3.16)

мм.

мм.

Определяем  диаметры наружных окружностей ведущей  и ведомой звездочек:

    (3.17)

где - диаметр ролика цепи, =11,91 мм;

Определяем центробежную силу ,Н:

 (3.18)

Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

,  (3.19)

где - коэффициент, учитывающий расположение цепи, =1,5.

 Н.

Определяем силу давления цепи на вал ,Н:

 (3.20)

 Н;

Определяем расчетный коэффициент  запаса прочности S:

;                       (3.21)

где - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, =1.

=18,35.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением ,

где - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей.

Нормальный коэффициент прочности  =7,5.

18,35>7,5.

Условие прочности выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Для изготовления цилиндрических косозубых колес выбираем сталь 40Х с термообработкой улучшением: для шестерни НВ 270; для колеса НВ 245 [3, с 89].

Допускаемые контактные напряжения , МПа [3, с 40]:

, (4.1)

где К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора К_HL = 1;

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

     – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа [3, с 90]. Для колеса диаметр заготовки выбирается от 90-120 мм, по которому соответствует твердость НВ = 210 [3, с 89].

, (4.2)

 МПа,

 МПа.

Определяем  межосевое расстояние мм:

 (4.3)

где К_a - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, К_а=43;

     К_Нβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Нβ=1;

Т₂ - вращающий момент на ведомом валу редуктора, Т₂=139,6 Н м;

U – передаточное число редуктора, U=5;

- коэффициент ширины зубчатого венца, = 0,4.

 мм.

По ГОСТу 2185-66 принимаем значение межосевого расстояния     =112 мм.

Определяем модуль зацепления m, мм:

m = (0,01 0,02) a_w; (4.4)

m = (0,01 0,02)112=1,12 2,24

По ГОСТу 9563-60 принимаем значение модуля зацепления зубчатых колес m=1,75мм.

Примем  предварительный угол наклона зубьев β = 10⁰.

; (4.5)

Принимаем Z₁=21.

Определяем число зубьев зубчатого  колеса Z₂ :

Z₂ = Z₁·U, (4.6)

Z₂ = 21·5 = 105.

Принимаем значение Z₂=105.

Уточняем  значение угла наклона зубьев:

; (4.7)

.

Принимаем β = 10⁰14^’

Определяем геометрические размеры  передачи.

Определяем делительный диаметр  шестерни d₁ , мм:

 (4.8)

мм.

мм.

Определяем диаметры вершин зубьев шестерни

 (4.9)

мм.

мм.

Уточняем межосевое расстояние:

 (4.10)

мм.

Определяем  ширину колеса ,мм: