Проектирование привода ленточного конвейера

 

Введение 

В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.

      Цель  работы — расчет и проектирование привода ленточного конввейера со следующими параметрами: мощность на выходе — 7,0 кВт, частота вращения вала электродвигателя — 1500 об/мин; выходного вала — 100 об/мин.

      Разработка  редуктора выполнялась на основе теории зубчатых передач. При расчете  отдельных элементов устройства использованы теории прочности и надежности.

      В результате работы спроектирован редуктор, обеспечивающий заданные параметры и разработан его общий вид. Объем проведенных расчетов и конструкторских проработок позволяет перейти к разработке комплекта технической документации на привод ленточного конвейера.

 

1. Общие сведения 

Спроектированный  привод, состоит из – двухступенчатого редуктора, электродвигателя, передающего вращение к редуктору через плоскоременную передачу общего назначения, цепной передачи, на выходе.

Ременная  передача – это такие передачи в которых движение между 2-мя валами, имеющими пространственное расположение осуществляется по средствам гибкой связи и шкивов - ведущего и ведомого. Передача энергии осуществляется благодаря трению между ремнем и шкивами.

Преимущества  ременных передач:

1. Возможность передачи вращения большие расстояния (до 15 метров);
2. Бесшумная и плавная работа;
3. Защита механизма от поломок;
4. Низкая цена

Недостатки  ременных передач:

1. Непостоянство передаточного числа в следствии скольжения ремня на шкивах;
2. Повышенные нагрузки на валы и их опоры;
3. Низкая долговечность;
4. Необходимость защиты ременной передачи от масла;

Механизм, предназначенный для передачи вращения с одного вала на другой посредствам 2-х зубчатых колес находящихся в зацеплении, называется зубчатой передачей. Меньшее из колес называется шестерней, большее – зубчатым колесом (в общем случае оба называют колесами).

Преимущества  зубчатых передач:

1. Возможность передачи больших мощностей (до 50000 кВт и более) в широком диапазоне окружных скоростей;
2. Постоянство передаточного числа;
3. Малые габариты, большая долговечность и надежность в работе;
4. Высокий КПД ;
5. Простота конструкции и обслуживания;
6. Слабые нагрузки на валы и их опоры;
7. Возможность изготовления из различных материалов;         

Недостатки  зубчатых передач:

1. Ограниченность передаточного числа ;
2. Источник шума и вибраций;
3. Незащищенность от перегрузок;
4. Высокие требования к точности изготовления   

 Цепная передача-это  механизм для передачи энергии  между двумя параллельными валами с помощью цепи и звездочек. В зависимости от назначения цепи делятся на: приводные, грузовые и тяговые.

 Преимущества  цепной передачи:

1. Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 8м);
2. Меньшие габариты по сравнению с ременными;
3. Постоянство среднего передаточного числа из-за отсутствия скольжения;
4. Высокий КПД (до 0,98);
5. Передача движения на несколько звездочек;
6. Меньшие нагрузки на валы по сравнению с ременной передачей;

  Недостатки  цепной передачи:

1. Неравномерность хода ведомой звездочки;
2. Значительный износ звеньев цепи;
3. Возникновения дополнительных динамических нагрузок;
4. Плохие условия смазки;

 

2. Расчётная часть 

2.1 Кинематический расчёт  и выбор электродвигателя  двигателя [1] 

При выполнении кинематического расчёта и выборе электродвигателя двигателя необходимо учитывать потери энергии, которые происходят в ременной передачи, в зацеплении зубчатых колёс с учётом потерь в подшипниках. 

По табл. 1.2.1 [1] примем следующие значения КПД:

η_з - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: η_з = 0,98

η_ц - для открытой цепной передачи: η_ц = 0,92

η_рем - для открытой ременной передачи: η_р=0,96

η_п.п - подшипники(одна пара): η_п.п.=0,99 

Общий КПД привода

η_общ. = η_з ∙η_ц∙η_рем∙η_п.п. = 0,98 ∙0,92∙0,96∙0,99 =0,78

Требуемая мощность двигателя:

P_эл.дв. = P5/η_общ. = 7/0,78 кВт=8,97 кВт

В таблице 16.7.1 [1] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4A132M4Y3 ,с асинхронной частотой вращения 1460 мин^-1, с параметрами: P_дв = 11,0 кВт; J=1,8кг∙м ;T_max/T_nom=2,0; Масса 105 кг. 

Общее передаточное отношение:

u = n_дв/n_вых = 1460/100=14,6

Для передач  выбрали следующие передаточные числа:

u_р = 1,2

u_ц = 1,5 

u_ред=8,1

u_быстр = ∙ (0,9)=3,63=>3,55(после нормализации)

u_тих= u_р/u_быстр=2,28=>2,24(после нормализации)

отсюда получаем:

u_ред=u_тих u_быстр=2,24 3,55=7, 95

u_ц= u_{общ /} u_р u_ред = 14,6 / 1,2· 7,95= 14,6 / 9,54 = 1,53  

Кинематические  параметры:

Рассчитываем  мощности на валах:

P₁=8,97 кВт (требуемая мощность)

P₂= P₁∙ η_р∙ η_п.п.=8,97 ∙0,96∙0,99=8,52 кВт

P₃= P₂∙ η_п.п∙ η_з=8,52∙0,99∙0,98=8,09 кВт

P₄= P₃∙ η_п.п∙ η_з=8,09∙0,99∙0,98=7,68 кВт

P₅= P₄∙ η_п.п∙ η_ц=7,68∙0,99∙0,92=6,99 кВт 

Рассчитываем  частоты валов:

n₁=1460 мин^-1

n₂ = n_двиг/u_рем = 1460/1.2 =1216,6 мин^-1

n₃ = n₂/u_быстр = 1216,6/3,55=342,7 мин^-1

n₄ = n₃/u_тих= 342,7/2,24=153 мин^-1

n₅ = n₄/u_ц = 153/1,53=100 мин^-1 

Рассчитываем  крутящие моменты  на валах:

T₁ = 9,55∙ P₁/ n₁= (9,55∙8,97∙1000)/1460=58,67 Н·м

T₂ = 9,55∙ P₂/ n₂= (9,55∙8,52∙1000)/1216,6= 66,87 Н·м

T₃ = 9,55∙ P₃/ n₃= (9,55∙8,09∙1000)/342,7= 225,44 Н·м

T₄ = 9,55∙ P₄/ n₄= (9,55∙7,68∙1000)/153= 479,37 Н·м

T₅ = 9,55∙ P₅/ n₅= (9,55∙6,99∙1000)/100= 667,54 Н·м

   

Все расчетные данные сводим в таблице 1 и изобразим на рисунке 1

            

Таблица 1 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                                 Рисунок 1 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2.2 Расчёт передачи зубчатым ремнём. [2] 

      Исходные  данные для расчёта:

• передаваемая мощность —8,97кВт;
• частота вращения ведущего шкива — 1460 об/мин;
• передаточное число и_рем = 1,2.

 

1)Основной параметр ремня – модуль m, мм – определяют исходя из усталостной прочности его зубьев по напряжениям сдвига:

m=35 ∙ = 35∙    897/1460  = 6,4 мм

После нормализации ( табл. 3.14). m= 7 мм.

2)Определяем ширину ремня b:

b= ψ_р · m = 7 · 7 = 49 мм.

Результат округляем  до ближайшего из табл. 3.15. Принимаем 50 мм.

3) Выбираем число  зубьев меньшего  шкива  z₁ из табл. 3.17(принимаем 25), а большего шкива :

z₂= z₁ · u_рем = 25 · 1,2= 30

4)Межосевое  расстояние  а  (мм) выбирают в  пределах:

a_min < a < a_max

где a_min=0,5m(z₁+z₂) +2m = 0,5· 7(25 +30) +2·7=206,5 мм.

a_max=2m(z₁+z₂)=2·7(25+30)= 770 мм.

Принимаем а=300 мм.

Шаг ремня (табл.3.14)  p = 21,99 мм.

5)Число  зубьев ремня при  принятом межосевом  расстоянии:

Z_p= 2a /p +(z₁+z₂) /2 +(z₂  - z₁)²p/40a =2·300/21,99 + (25+30)/2 +(30-25)²·21,99/40·300 = 27,28+27,5+0,0458 =54,82

Результат округляем до ближайшего нормализованного из табл.3.16. Принимаем Z_p=56.

6)Уточняем  межосевое расстояние:

a=1/2·cosγ ( L_p- π/2(d₁+d₂)- γ(d₂ –d₁));

Sinγ  =(d₂ – d₁)/2a = (210-175)/2·300=0,058

γ=3⁰32`

d₁= mz₁= 7·25=175  мм

d₂=mz₂=7·30=210 мм

L_p= z_p p=56·21,99= 1231,44 мм

a=1/2·0,998 (1231,44 – 3,14/2(210-175)-0,0579(210-175)) = 0,5(1231,44 – 604,45 – 2,0265) =312,48 мм.

7)Условие  прочности при  проверке зубьев  на сдвиг:

σ_сд=F_t K_д /z₀S₁bK <[σ_сд]_р

K_д= 1,4. Принимается из табл.3.18.

F_t=2T₁ /mz₁ = 2·58,67 · 1000/ 7·25= 670 H.

α₁= π - 2γ = 180 - 2·3,5=173⁰

Z₀= z₁α₁ /360 = 25 · 173/360=12