Привод цепного конвейера

Так как ленточный  транспортер, как правило, механизм нереверсивный, то и двигатель выбирается нереверсивный.

По техническому заданию n_с = 1500мин^-1.

Обязательное  условие выбора .

По справочнику [ 1 ] выбран трехфазный асинхронный  короткозамкнутый электродвигатель серии  АИР160S4 ТУ 16-525.564-84.

Расположение  основных размеров выбранного электродвигателя представлены

 на   рисунке 1.2.2.

Рисунок 1.2.2

Размеры и особенности конструкции электродвигателя.

Габаритные  размеры, мм:

l₃₀ = 630 ; h₃₁ = 385 ; d₃₀ = 334 .

Установочные  и присоединительные размеры, мм :

d₁ = 48 ;  l₁ = 110 ;  l₁₀ = 178 ;  l₃₁ = 108 ;  d₁₀ = 15 ;  b₁₀ = 254 ;h = 160.

Число полюсов  – 4.

Исполнение  IM 1081.

Мощность выбранного двигателя  кВт.

Номинальная частота  вращения:

n_дв.н = 1455 мин^-1.

 
 

  Частота вращения  барабана 

Для подсчета частоты  вращения на выходе необходимо определить делительный диаметр звездочки, так как скорость по этому диаметру равна скорости цепи.

          (1.2.4)

где Р и Z заданы техническим заданием, равны соответственно:P = 0.125 м, Z = 7.

 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

,           (1.2.5)

мин^-1.

 

  Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число определяется:

,           (1.2.6)

.

Общее передаточное число можно представить, как  произведение:

u_кп · u_зп1 · u_зп2,          (1.2.7)

Назначается значения передаточных чисел:

u_кп = 2;

u_зп2 = 4.

Тогда из формулы (1.2.7) получим значение передаточного  числа для второй зубчатой передачи:

.

  Определение мощности  на валах привода 

Мощность на первом валу:

P_I = P_дв = 15 кВт.

На втором валу с учетом муфты:

P_II = P_I · h_кп ,           (1.2.8)

P_II = 15 · 0.96 = 14.4 кВт.

На третьем  валу с учетом зубчатой передачи и  двух пар подшипников:

P_III = P_II · h_зп·(h_подш)²,         (1.2.9)

P_III = 14,4 · 0,97× (0,99)² = 13.7 кВт.

На четвертом  валу с учетом зубчатой передачи и  пары подшипников:

P_IV = P_II · h_зп·h_подш,          (1.2.10)

P_IV = 13.7 · 0,97× 0,99 = 13.16 кВт.

На пятом валу с учетом муфты  и пары подшипников  на звездочке:

P_V = P_IV · h_мф·h_подш,          (1.2.11)

P_V = 13,16 · 0,98× 0,99 = 12.76 кВт.

 

Определение частот вращения валов 

Частота вращения первого вала:

n_I = n _{дв н} = 1455 мин^-1.

На втором валу частота вращения:

,           (1.2.12)

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

На третьем  валу с учетом зубчатой передачи:

,           (1.2.13)

 мин^-1.

На четвертом  валу с учетом зубчатой передачи:

,           (1.2.14)

 мин^-1.

На пятом валу частота вращения не изменится:

n_V = 39.83 мин^-1.

 

  Определение крутящих  моментов на валах 

Крутящий момент на любом валу определяется по формуле:

.          (1.2.15)

Тогда для первого  вала крутящий момент:

Н·м.

Для второго  вала:

Н·м.

Для третьего вала:

Н·м.

Для четвертого вала:

Н·м.

Для пятого вала:

Н·м.

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.3 Расчет зубчатых  передач редуктора

Основной  характер разрушения зубчатых передач - выкрашивание поверхностей зубьев под действием контактных напряжений, поэтому проектировочный расчет производится из условия на усталостную прочность.

  

Выбор материала

В целях  унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней принимается

 Сталь 40Х  ГОСТ 4543-71.

 

По техническому заданию НВ > 350. С учетом этого назначается термообработка.

Для шестерен и колес: закалка токами высокой частоты.

По справочнику  [4] определяется средняя твердость зубьев:

шестерни HB_cp = 420;

Механические  характеристики материала для шестерен и колес приведены в таблице 1.3.1.

 

Таблица 1.3.1

 

Допускаемые напряжения на усталостную  прочность

Базовое число  циклов перемены напряжения, исходя из средней твердости материала  зубьев, по таблице из [4]:

для шестерен и  колес:

N_H0 = 54 млн. циклов;

 

Расчетный коэффициент для  первой ступени

Число циклов перемены напряжений за срок службы:

,          (1.3.1)

где L_h = 20000 ч. – срок службы привода, задано в техническом задании.

 млн. циклов,

 млн. циклов.

Так как N₁ > N_H0 и N₂ > N_H0, то принимается:

.

 
 

Расчетный коэффициент для второй ступени

Число циклов перемены напряжений за срок службы:

 млн. циклов,

 млн. циклов.

 

Принимается в  целях надежности, что  

.

Иначе допускаемые  напряжения будут больше для колеса из-за увеличения коэффициента,  в соответствии с формулой:

.          (1.3.2)

 
 
 
 

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колес  и шестерен

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса определяется как:

[σ]_H = · (1.8· HB_cp +67).        (1.3.3)

Для шестерен и  колес они будут одинаковые:

[σ]_H = 1.8 · 420 +67 = 823 Н/мм².

 
 

Допускаемые напряжений изгиба  материала колеса и шестерни

 

Определение коэффициента долговечности на изгиб для материала зубьев шестерни и колеса

N_F0 = 4·10⁶ – число базовых циклов перемены напряжений.

N₁ и N₂ определены ранее.

Так как N₁ > N_F0 и N₂ > N_F0 для всех ступеней, то принимается:

.

Значение  напряжения:

[σ]_F0 = ·1.03· HB_cp,         (1.3.4)

[σ]_F0 = 1.03 · 420 = 432 Н/мм².

 
 

Проектировочный расчет быстроходной ступени редуктора

 

Расчет  межосевого расстояния

Определяется  я по эмпирической формуле:

  ,      (1.3.5)

Ψа – коэффициент  ширины зубчатого венца, принимается: Ψа = 0.36;

u = u_зп1 = 4.57;

Т2 = Т_III = 822 Н·м;

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается: К_Нβ = 1.2, так как зубья плохо прирабатываются

Тогда:

мм.

Из стандартного ряда принимается:

a_ω = 180 мм.

 

Определение модуля зацепления

Определение ориентировочного делительного диаметра колеса

,           (1.3.6)

 

так как  все параметры известны, то:

 мм.

 

Определение ширины венца зубчатого колеса:

b₂ = Ψa · α_ω,           (1.3.7)

b₂ = 0.36 · 180 = 64.8 мм.

 

 Расчет  по полученным данным  модуля  зацепления

Должно  выполняться условие:

,          (1.3.8)

где поправочный  коэффициент K_m = 6.8 для прямозубых передач.

 

мм.

Значение  модуля принимается из стандартного ряда:

m = 1.5 мм.

 

Определение и уточнение основных параметров передачи

 

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Определяется, как:

,           (1.3.9)

При вычислении результат округляется до ближайшего

.

 

Число зубьев шестерни

,           (1.3.10)

.

 

Число зубьев колеса