Ленточный конвеер

 

Введение

Редуктор -  механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента, соединяемый с двигателем  и рабочей машиной муфтами или другими разъемными устройствами. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением зубчатых колес в пространстве.

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

Редукторы классифицируют:

• По типу передачи ( зубчатые, червячные, зубчато-червячные);
• По числу степеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);
• По типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.).

Достоинство зубчатых редукторов: высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей, малые габариты, большая долговечность, высокий КПД, сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники, постоянство передаточного отношения, простота обслуживания.

В двухступенчатом цилиндрическом косозубом редукторе используются две зубчатые передачи, состоящая из четырех цилиндрических колес с косыми зубьями, посредством которых они сцепляются между собой. Меньшее зубчатое колесо передачи называется шестерней, большее - колесом. Колеса устанавливаются на валах, соответственно на промежуточном и тихоходном (выходным). В качестве опор валов используются подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а также защиту от попадания в нее пыли и грязи.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический расчет привода

 

1. Определяем срок службы приводного устройства

 

1. Определяем ресурс привода:

 

 

 

где Lr – срок службы привода, лет;

tсут – количество часов работы за сутки, ч;

Ксут – суточный коэффициент  работы;

Кгод – годовый коэффициент работы.

 

Рабочий ресурс привода принимаем:

 

2. Определяем время действия вращающих моментов:

 

 

 

 

2. Определяем требуемую мощность привода:

 

 

3. Определяем КПД привода:

 

 

где  = 0,96 – КПД плоскоременной передачи;

= 0,97 – КПД цилиндрической  передачи;

= 0,99 – КПД для одной  пары подшипников качения;

= 0,98 – КПД муфты.

 

4. Находим требуемую мощность двигателя:

 

 

1.5 Выбор двигателя:

Выбираем двигатель 4АМ160М6У3 с номинальной мощностью Рном = 15 кВт; nном = 1000 об/мин – синхронная частота вращения; nном = 970 об/мин - номинальная частота вращения вала.

 

6. Определяем частоту вращения ведущих звездочек конвейера:

 

 

 

7. Определяем передаточное число привода U и ступеней:

 

 

1. Общее передаточное число редуктора:

 

 

2. Передаточное число валов:

 

 

 

8. Определяем мощность на валах:

 

 

 

 

 

9. Определяем частоту вращения на валах:

Частота вращения быстроходной ступени:

 

Частота вращения промежуточной ступени:

 

Частота вращения тихоходной ступени:

 

 

10. Определяем угловую скорость на валах:

 

 

 

 

 

 

 

11. Определяем вращающий момент на валах:

 

 

Вращающий момент на валу шестерни быстроходный ступени редуктора:

 

 

Вращающий момент на валу промежуточной ступени редуктора:

 

 

Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

 

 

Вращающий момент на приводном валу:

 

 

12. Записываем данные в таблицу 1.

 

Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода.

 

Параметр	передача			параметр	вал
	цилиндрическая		плоскоременная		двигателя	редуктора			рабочей машины
	быстроходная	тихоходная				быстроходный	промежуточный	тихоходный
передаточное число U	3,25	2,9	2	Расщетная мощность P,кВт	15	14,3	13,74	13,16	12,9
				угловая скорость ,1/с	101,5	50,75	15,6	5,4	5,4
КПД	0,97		0,96	частота вращения n, об/мин	970	485	149,2	51,4	51,4
				вращающий момент T, Нм	147,8	140,5	438,5	1221,2	1196,7

 

 

2. Расчет плоскоременной передачи

 

 

Рисунок 1. Геометрические и силовые параметры ременной передачи.

 

2.1 Проектный расчет

 

2.1.1 Определяем диаметр ведущего шкива.

Из условия долговечности для проектируемых кордошнуровых ремней (6-тислойный):

 

где δ = 6 мм –выбрана по табл. 14[1].

Округляем до стандартного значения по табл. К40[10]:  d1=250 мм

 

2.1.2 Определяем диаметр ведомого шкива:

 

Округляем до стандартного значения по табл. К40[10]: d2=500 мм

 

2.1.3 Определяем фактическое передаточное  число:

 

Отклонение составляет: 1,01% ≤ 3%

 

2.1.4 Определяем ориентировочное  межосевое расстояние:

 

 

2.1.5 Определяем расчетную длину ремня:

 

 

Округляем до стандартного значения стр. 81 [10]: l=3500 мм.

 

2.1.6 Уточняем значение межосевого расстояния:

 

 

 

 

 

2.17 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:

 

условие выполняется.

 

2.1.8 Определяем скорость ремня:

 

условие выполняется.

 

2.1.9 Определяем частоту пробегов ремня:

 

условие выполняется.

 

2.1.10 Определяем окружную силу, передаваемую ремнем:

 

 

2.1.11 Определяем допускаемую удельную окружную силу:

 

 

где [k0] = 10,5 Н/мм2 – допускаемая приведенная удельная окружная сила,

СӨ=1 – коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту,

Сα= 0,96 – коэффициент угла обхвата α1 на меньшем шкиве,

= 1,035 – коэффициент влияния натяжения  от центробежной силы,

=0,9 – коэффициент динамической  нагрузки и длительности работы,

=1,2 – коэффициент влияния диаметра  меньшего шкива,

 = 0,85 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между уточными нитями плоского ремня.

 

2.1.12 Определяем ширину ремня:

 

Округляем до стандартного значения, стр.84 [10]: b=80 мм, В=90 мм.

 

2.1.13 Определяем площадь поперечного сечения ремня:

 

 

 

2.1.14 Определяем силу предварительного натяжения ремня:

 

где  = 2 Н/мм2 – предварительное напряжение (табл. 5.1 [10]).

 

2.1.15 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой  F2 ветвей ремня:

 

 

 

2.1.16 Определяем силу давления ремня на вал:

 

 

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка  прочности ремня по максимальным  напряжениям в сечении ведущей ветви:

 

 

где - напряжение растяжения;

- напряжение изгиба;

Еи=80…100 Н/мм2 – модуль продольной упругости при изгибе;

- напряжение от центробежных сил;

 – плотность материала ремня  для плоских ремней.

 

2.3 Записываем данные в таблицу 2.

Таблица 2. Параметры плоскоременной передачи

 

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	плоский	Частота пробегов ремня u, с-1	3,6
Межосевое расстояние  а, мм	1154	Диаметр ведущего шкива  d1, мм	250
Толщина ремня δ, мм	6,0	Диаметр ведомого шкива d2, мм	500
Ширина ремня b, мм	80	Максимальное напряжение , Н/мм2	7,93
Длина ремня l, мм	3500	Предварительное натяжение ремня F0,Н	960
Угол обхвата ведущего шкива α1	167º40'	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1909

 

 

3. Выбор материала зубчатых колес
1. Выбираем твердость, термообработку и материал колес.

По таблице 3.2 [10] выбираем для шестерни и колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение. Средняя твердость колеса: HB2ср 248, средняя твердость шестерни: HB1ср 285.

 

2. Определяем коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса:

 

 

 

 

где – число циклов (табл. 3.3 [10]).

Так как N1 > , то = 1.

 

 

 

 

Так как N2 >, то = 1.

 

3. Определяем допускаемые контактные напряжения (табл. 3.1[10] ):

 

 

 

 

4. Определяем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

 

 

Расчет ведем по менее прочным зубьям, т.е по меньшему значению .

 

5. Определяем коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса:

 

 

 

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей.

Так как N1  > , то = 1.

 

 

 

 

Так как , то = 1.

 

6. Определяем допускаемые напряжения изгиба (табл. 3.1 [10]):

 

 

 

7. Определяем допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса:

 

 

 

8. Записываем данные в таблицу 3.

Таблица 3. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

 

Элемент передачи	Марка    материала	Dпред	Термообработка	HBср
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	40Х	200 мм	Улучшение	285	900	750	410	580	293,6
Колесо		125 мм		248	790	640	375	513,4	255,4

 

 

 

 

4. Расчет цилиндрической передачи.

 

b					b1   b
		aw

 

Рисунок  2. Геометрические параметры цилиндрической передачи.

 

1. Проектный расчет
1. Определяем межосевое расстояние:

 

 

 

где = 43 – вспомогательный коэффициент (для косозубых передач);

= 0,28…0,36 – коэффициент  ширины венца колеса (для симметрично  расположенных опор в закрытых передачах);

= 1 – коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба.

Полученное значение округляем по табл. 13.15 [10]: 160 мм; = 250 мм.