ПРИВОД ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА

Тип работы: Материал
Бесплатно: Антиплагиат
Объем: 20 страниц
В избранное:

ПРИВОД ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА

Содержание

Задание
1. Кинематический и силовой расчёт привода
1.1 Выбор асинхронного электродвигателя
1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
2. Расчёт косозубой передачи редуктора
2.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения
2.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной косозубой быстроходной передачи
2.3 Проверочный расчёт прочности зубьев быстроходной передачи
3. Расчёт клиноремённой передачи
3.1 Исходные данные для расчёта
3.2 Сечение ремня, диаметры шкивов
3.3 Межосевое расстояние, длина ремня
После подстановки получаем
3.4 Количество ремней в передаче
3.5 Предварительное натяжение ремня, действующая нагрузка на валы, ширина шкивов
3.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня
Литература

Задание

По заданию 1 и варианту 2 1, с.13 для привода подвесного конвейера по схеме рисунка 1. решить следующие задачи:
− выбрать асинхронный электродвигатель;
− вычислить скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;
− рассчитать косозубую цилиндрическую передачу редуктора;
− рассчитать клиноременную передачу.

1 - вал электродвигателя; 2 - вал ведущий редуктора; 3 - вал ведомый редуктора; 4 - вал конвейера; 5 - электродвигатель; 6, 7 - соответственно ведущий и ведомый шкивы клиноременной передачи; 8 - ремень клиновой; 9, 10 - соответственно ведущее и ведомое косозубые колёса редуктора; 11 - муфта компенсирующая; 12 - подшипники; 13 - корпус редуктора; 14, 15 - барабаны конвейера соответственно ведущий и ведомый; 16 - лента конвейера.
Рисунок 1.1 - Схема привода

Мощность и частота вращения для выходного вала равны соответственно 1,8 кВт и 80 1мин. Расчётный срок службы привода 36000 часов. Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту электродвигателя. Привод нереверсивный.
привод подвесной конвейер редуктор
1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Выбор асинхронного электродвигателя

1.1.1 Требуемая мощность электродвигателя:

, (1.1)

где - мощность для выходного вала, кВт;
- КПД привода.

, (1.2)

где - соответственно КПД на маховике, ремённой, цилиндрической зубчатой передаче, на паре подшипников качения.
Руководствуясь рекомендациями 2, с.5, принимаем = 0,96, = 0,97, = 0,99, = 0,99.
После подстановки численных значений параметров в формулы (1.1) и (1.2) получим КПД привода

и требуемую мощность электродвигателя

.1.2 С учётом требуемой мощности кВт рассмотрим возможность выбора асинхронного двигателя серии 4А с мощностью кВт 2, с.390. Для которого недогрузка составляет при допускаемой недогрузке 20%.
Для двигателей с мощностью 2,2 кВт рассчитаны следующие синхронные частоты вращения : 750, 1000, 1500, 3000 обмин.
Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода , вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для ременной и цилиндрической зубчатой передачи соответственно 2, с.7. После перемножения получим в результате .
При таком передаточном отношении привода и частоте вращения его выходного вала обмин потребуется двигатель с частотой вращения обмин.
.1.3 Окончательно выбираем 2, с.390 ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4A100L6 со следующими параметрами:
мощность
синхронная частота вращения обмин;
отношение пускового момента к номинальному TпTн= 2,0
.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач
Общее передаточное отношение привода при частоте вращения его входного вала

. (1.3)

Находим номинальную частоту

, (1.4)

где s - скольжение при номинальной нагрузке в %, обмин. - требуемая частота.
После подстановки численных значений параметров в формулу (2.2) получаем номинальную частоту двигателя

Расчёт по формуле (1.3) даёт .
Принимая = 2,5 находим

(1.5)

Подставляя значения, имеем

.

1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

1.3.1 Частоты вращения валов: обмин;
обмин;
обмин;
обмин.

Находим различие полученной с изначальным значением

где 80,02 - полученное значение , 80 - изначальное значение .

.3.2 Угловые скорости валов:

радс;
радс;
радс;
радс.

.3.3 Мощности на валах привода: кВт;

кВт;
кВт;
кВт.

Находим различие полученной c изначальным значением

,

где 1,79 - полученное значение , 1,8 - изначальное значение .

.3.4 Моменты на валах привода:

Н м;
Н м;
Н м;
Н м.

.3.5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя) .
Мощности двигателякВт соответствует номинальный момент

Н м. Отсюда
Нм

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности в

раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Н м;
Н м;
Н м;
Н м;

.3.6 Результаты расчетов, выполненных в подразделе 1.3, сведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
№ вала по рис.1.1
, обмин, радс, кВт, Н м, Н м

1
949
99,33
1,98
19,93
44,29
2
379,5
39,73
1,88
47,32
114,05
3
80,02
8,38
1,81
215,9
479,29
4
80,02
8,38
1,79
213,6
474, 19

2. Расчёт косозубой передачи редуктора

2.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения

.1.1 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колёс назначаем дешевую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050-88. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием) материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства 2, с.34:

Шестерня
Колесо
Твердость
НВ 230...260
НВ 200...225
Предел текучести , не менее440 МПа400 МПа

Предел прочности , не менее750 МПа690 МПа

2.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчёте зубьев на выносливость в общем случае 2, с.33

(2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;
- коэффициент долговечности;
-коэффициент безопасности.
Для стальных колес с твердостью менее HB 350 2, с.34

. (2.2)

Коэффициент долговечности 2, с.33

, (2.3)

Где -базовое число циклов;
-эквивалентное (действительное) число циклов перемены напряжений.
Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов 2, с.34.
Эквивалентное (действительное) число циклов 3, с.184

, (2.4)

Где -число зубчатых колёс, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;
-частота вращения этого колеса, обмин;
-срок службы передачи в часах.
Для шестерни и для колеса , обмин, обмин,
Расчёт по формуле (2.4) даёт для шестерни и колеса соответственно

,
.

Без вычислений по формуле (2.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колёс окажется меньше единицы, так как и . В таком случае следует принимать 2, с.33.
Если взять коэффициент безопасности 2, с.33, то расчёт по формулам (2.1) и (2.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно

МПа,
МПа.

В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчёте на выносливость 2, с.35

(2.5)

при соблюдении условия

,

Где и -соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (2.1), МПа;
-меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (2.5), МПа.
Расчёт по формуле (2.5) даёт для быстроходной пары МПа. Условие выполняется, так как

.

.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из нормализованной, улучшенной и объёмно закалённой стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле 3, с.187:

(2.6)

При МПа (минимальное значение для колеса по пункту 2.1.1)

МПа.

.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляются по формуле 3, с. 190

, (2.7)

где
-предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствующий базовому числу циклов;
-коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;
-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья (в случае реверсивной передачи);
-допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности)
По рекомендации 2, с.43...45 берем:
для нормализованных и улучшенных сталей НВ;
при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, ;
для стальных поковок и штамповок при твёрдости менее НВ 350 .
Коэффициент долговечности 3, с. 191

, (2.8)

Где-показатель корня;
-базовое число циклов;
-эквивалентное (действительное) число циклов.
Для колёс с твёрдостью зубьев до НВ 350 величина равна соответственно 6. Для всех сталей принимается .
Для обоих колёс имеет те же численные значения, что и (см. пункт 2.1.2). Оба эти значения (для шестерни - , для колеса - ) больше .
Поэтому принимается коэффициент долговечности 3, с. 191, 192.
Расчёт по формуле (2.7) даёт соответственно для шестерни и колеса

.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки при твёрдости менее НВ 350 3, с. 193

. (2.9)

Расчёт по этой формуле с учетом характеристик материала (см. пункт 2.1.1) даёт для шестерни и колеса соответственно

МПа, МПа.

2.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной косозубой быстроходной передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев 2, с.32

, (2.10)

Где - коэффициент, равный 43 для косозубых колес соответственно;
iз - передаточное число зубчатой пары;
- момент на колесе (на большем из колес), Н м;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- допускаемое контактное напряжение, МПа;
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
Передаточное число , а момент Н м (см. раздел 1). Допускаемое напряжение МПа вычислено в пункте 2.1.1.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию возьмём по рекомендации 2, с.33, рассматривая пока быстроходную передачу как сплошную шевронную, т.е. как неразделённую.
Каждое из колёс ... продолжение

Вы можете абсолютно на бесплатной основе полностью просмотреть эту работу через наше приложение.