Совершенствование ленточного конвейера. 1. Описание технологического процесса 1 Конструктивное описание оборудования

• Название: 1. Описание технологического процесса 1 Конструктивное описание оборудования
• Анкор: Совершенствование ленточного конвейера
• Дата: 03.05.2023
• Размер: 0.83 Mb.
• Имя файла: diplomnaya-rabota-lentochnyy-konveyer.docx
• Тип: Реферат; #1104656
• страница: 2 из 5

2.4 Уточненный расчет конвейера
2.4.1 Проверка провисания ленты между роликоопорами

Наибольший прогиб ленты будет в точке 3 и он определяется по формуле [2]:
,(23)
где I_max – наибольший прогиб ленты, м;

F₃ – натяжение ленты в точке 3, Н;

= 0,011 м.

Допустимый прогиб определяется по формуле [2]:

[I_max] = (0,025 ÷ 0,03) · I_p,(24)

[I_max] = (0,025 ÷ 0,03) · 0,72 = 0,018 ÷ 0,0216 м.

[I_max]> I_max , следовательно, натяжение ленты достаточное.
2.4.2 Определение уточненного тягового усилия на приводном барабане

Находим тяговое усилие на приводном барабане по формуле [2]:
F_ту = F₄ – F₁ + F_{4... 1};(25)

F_ту = 13,3 – 4,45 + 0,03 · (13,3 + 4,45) = 9,383 кН.
2.4.3 Уточненная мощность приводной станции

Мощность приводной станции определяется по формуле [2]:
,(26)
где η – КПД передачи механизма привода, η = 0,85;

кВт.

Выбираем электродвигатель переменного тока закрытого исполнения с повышенным пусковым моментом 4А180М8 мощностью 15 кВт и синхронной частотой вращения 750 об/мин.
2.5 Разработка приводной и натяжной станций
Частота вращения приводного барабана определяется по формуле [2]:
,(27)

115 об/мин.
Находим передаточное отношение по формуле [2]:
,(28)
где n_дв – частота вращения двигателя, об/мин;
n_дв = n_c – s · n_c,(29)
где n_c – синхронная частота вращения двигателя, n_c = 750 об/мин;

s – скольжение двигателя, s = 2,5% = 0,025;

n_дв = 750 – 0,025 · 750 = 731,25 об/мин.

.

Крутящий момент на валу барабана определяем по формуле [2]:
,(30)

Н·м.

Принимаем схему натяжной станции – грузовое натяжное устройство.

Определяем натяжное усилие по формуле [2]:
G_НГ = 1,1 · (F₂ + F₃ + F_полз),(31)
где G_НГ – натяжное усилие, кН;

F₂ – натяжение в точке 2, F₂ = 3,813 кН;

F₃ – натяжение в точке 3, F₃ = 4 кН;

F_полз – сопротивление при передвижении в ползунах натяжного барабана.
F_полз = (100 ÷ 250) · Н;(32)
при Н = 6,24 F_полз = (100 ÷ 250) · 6,24 = 624 ÷1560;

G_НГ = 1,1 · (3,813 + 4 + 1,56) = 9,373 кН.
2.6 Расчет редуктора приводного барабана
2.6.1 Кинематический расчет


1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – быстроходный вал; 4 – тихоходный вал; 5 – барабан; 6 – зубчатые зацепления.

Рисунок 4. Кинематическая схема привода ленточного конвейера.

Общий КПД привода определяем по формуле [3, с. 184]:
,(33)
где η₁ – КПД пары зубчатых колес, η₁ = 0,98;

η₀ – КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, η₀ = 0,99;

= 0,93.

Требуемая мощность двигателя определяется по формуле [3, с. 184]:
,(34)
где Р_б – мощность на валу барабана, Р_б = 15 кВт;

η – общий КПД привода, η = 0,93;

кВт.

Находим угловую скорость барабана по формуле [3, с. 184]:
;(35)

12 рад/с.
Мощность на промежуточном валу определяем по формуле [3, с. 185]:
Р₂ = Р₁ · · η₁,(36)

Р₂ = 15 · 0,99² · 0,98 = 14,4 кВт.
Частота вращения на ведомом валу определяется по формуле [3, с.185]:
,(37)

115 об/мин.
Угловая скорость на ведомом валу [3, с.185]:
,(38)

12 рад/с.
Угловая скорость двигателя по формуле [3, с.185]:
,(39)

76,54 рад/с.
Общее передаточное число по формуле [3, с.185]:
,(40)

,
Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 20758 – 75 [3, с.30] u = 6,3.
2.6.2 Определение вращающих моментов

На валу шестерни вращающий момент определяем по формуле [3, с.215]:
,(41)

200 Н·м.
Вращающий момент на валу барабана:
М₂ = М₁ · u, (42)

М₂ = 200 · 6,3 = 1260 Н·м.
Таблица 1 – Основные параметры конвейера.

Параметры		Валы
обозначение	единицы измерения	1	2
Р	кВт	15	14,4
n	об/мин	731,25	115
ω	рад/с	75	12
M	Н·м	200	1260
u		6,3

2.7 Расчет зубчатых колес
Выбор материала.

Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ200 [3, с.28].
2.7.1 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [3, с.27]:

,(43)
где σ_Нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой – улучшением, он равен [3, с.27]:
σ_Нlimb = 2 · НВ + 70;(44)
K_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1;

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

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, с.29]:
[σ_H] = 0,45 · ([σ_H1] + [σ_H2]);(45)
для шестерни:

442 МПа;

для колеса 1:

392 МПа;

для колеса 2:

[σ_H2] = 392 МПа.

[σ_H] = 0,45 · (442 + 392) = 375 МПа.

Требуемое условие [σ_H] ≤ 1,23 · [σ_H2] выполнено.
2.7.2 Конструктивные параметры передачи

Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Нβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [2]: .

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [3, с.26]:
,(46)
где К_а – коэффициент косозубых колес, К_а = 43;

≈ 129,7 мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 а_ω = 160 мм.

Нормальный модуль зацепления находим по формуле [3, с.30]:

m_n = (0,01 ÷ 0,02) · а_ω,(47)

m_n = (0,01 ÷ 0,02) · 160 = 1,6 ÷ 3,2 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m_n = 3 мм [2].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10º и определим числа шестерни и колеса по формуле [3, с.31]:
,(48)

14;

z₂ = z₁ · u,(49)

z₂ = 14 · 6,3 = 88.
Уточненное значение угла наклона зубьев [3, с.31]:
,(50)

;
принимаем β = 17º01'.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные по формуле [3, с.38]:
,(51)

43,922 мм,

276,078 мм.
Проверка:
мм.
Диаметры вершин зубьев:
d_a = d + 2 · m_n,(52)

d_a1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,

d_a2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.
Ширина колеса:
b₂ = ψ_ba · a_ω,(53)

b₂ = 0,4 · 160 = 64 мм.
Ширина шестерни:
b₁ = b₂ + 5,(54)

b₁ = 64 + 5 = 69 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
,(55)

.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
,(56)

1,65 м/с.
При такой скорости для косозубых колес принимаем 8 степень точности [3, с.27].

Коэффициент нагрузки:К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_Нv,(57)

где К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; при v = 1,65 м/с и 8 степени точности К_Нα = 1,075;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при ψ_bd = 1,08, твердости НВ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала передачи К_Нβ = 1,125;

К_Нv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при v ≤ 5 м/с К_Нv = 1.

Таким образом:

К_Н = 1,125 · 1,075 · 1 = 1,21.

Проверка контактных напряжений по формуле [3, с.34]:
,(58)

333 МПа.
Условие σ_Н < [σ_H] выполнено.

Силы, действующие в зацеплении [3, с.217]:

окружная ,(59)

9108 Н;

радиальная ,(60)

где α – угол профиля зуба, α = 20º;

3095 Н;

осевая

F_a = F_t · tgβ,(61)

F_a = 9108 · tg 17º01' = 2786 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [3, с.38]: ≤ [σ_F],(62)

здесь коэффициент нагрузки К_F равен [3, с.38]:

К_F = К_Fβ · К_Fv(63)

При ψ_bd = 1,08, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_Fβ = 1,26, К_Fv = 1,1.

Таким образом, коэффициент нагрузки:

К_F = 1,26 · 1,1 = 1,39

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v [3, с.38]: ;(64)

у шестерни

≈ 16,

у колеса

≈ 92,

таким образом Y_F1 = 3,80 и Y_F2 = 3,60.

Допускаемое напряжение определяем по формуле [3, с.39]:
,(65)
где - предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов; для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350

= 1,8 НВ [2];

[S_F] – коэффициент безопасности;

[S_F] = [S_F]' · [S_F]";(66)

для поковок и штамповок [S_F]" = 1, [S_F]' = 1,75;

[S_F] = 1,75 · 1 = 1,75;

для шестерни: = 1,8 · 230 = 415 МПа,

= 1,8 · 200 = 360 МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

237 МПа,

для колеса

МПа.

Находим отношение :

для шестерни МПа,

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα [3, с.35]:
,(67)

,

;(68)
где n – степень точности зубчатых колес, n = 8;

ε_α – коэффициент торцового перекрытия, ε_α = 1,5;

0,92.

Проверяем прочность зубьев колеса:

≈ 198 МПа.

Условие σ_F2 = 198 МПа < [σ_F2] = 206 МПа выполнено.
2.7.3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении определяем по формуле [3, с.94]:
,(69)

≈ 29,4 мм;
принимаем d_в1 = 30 мм;

принимаем под подшипники d_п1 = 35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.


Рисунок 5 – Конструкция ведущего вала.
Ведомый вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τ_k] = 25 МПа:

≈ 63,6 мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда : d_в2 = 65 мм ; диаметр вала под подшипниками d_п2 = 70 мм; под зубчатым колесом d_к2 = 75 мм.


Рисунок 6 – Конструкция ведомого вала.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.