Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 1 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

• Окружное усилие на ведущем барабане конвейера F_t = Н

• Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане) V = м/с

• Диаметр барабана D_бар = м

• Время работы в сутки t_сут= час, t = час,

= t_сут – t = час.

• Отношение = ;Т_пуск= (К_пуск = )

Рис. 1. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором:

1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной;

Введение

Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора, комбинированной муфты и приводного барабана конвейера. В качестве электродвигателя чаще всего применяются трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока серии АИР. Комбинированная муфта состоит из компенсирующей муфты (например, МУВП) и предохранительной муфты (например, муфта с разрушающимся элементом или фрикционная муфта).

Кинематический и силовой расчёт привода.

Выбор электродвигателя

1. Частота вращения барабана конвейера:

n_бар == мин^-1

2. Мощность на приводном валу конвейера:

Р_потр == кВт

3. Мощность на валу электродвигателя:

Р_{эл.двиг. потр}== кВт

где η_общ = η_{кл. рем} ∙ η³_подш ∙ η_зац ∙ η_муфты

При средних значениях этих величин (η_{кл. рем}=0,96, η_подш=0,99, η_зац=0,97, η_муфты=0,99) можно принимать η_общ=0,895.

Выбираем по каталогу (табл. 1) электродвигатели, удовлетворяющие по мощности , т.е. с мощностью Р= кВт.

Рекомендуется выбирать электродвигатель с синхронной частотой вращения п_{эл.двиг}=1500 мин ^-1

Мощ­ность PкВт	Синхронная частота вращения вала двигателя, n мин^1
	1500		1000
	Типо­размер	Асинх­ронная частота враще­ния, мин^-1	Типо­размер	Асинх­ронная частота враще­ния, мин^-1
2,2	90L4	1395	100L6	945
3	100S4	1410	112МА6	950
4	100L4	1410	112МВ6	950
5,5	112М4	1432	132S6	960
7,5	132S4	1440	132М6	960
Примечание. Пример условного обозначения двигателя: «Двигатель АИР 100L4 »

Таблица 1

Технические данные электродвигателей серии АИР

4. Передаточные числа привода и редуктора.

Принимаем предварительное значение U_ред.= 4 (или 3,55), тогда:

U_{привода} = =

U_{кл.рем.пер.}= =

где n_{эл.двиг.асинхр.}- асинхронная частота вращения эл. двигателя мин^-1.

Передаточные числа клиноременных передач рекомендуется принимать в пределах U_{кл.рем.пер.} = 2-4 (max 6)

5. Частоты вращения валов:

п₀= п_{эл.двиг.асинхр.} = мин ^-1

п₁ = =мин ^-1

п₂ == мин ^-1

п₃=п₂= мин ^-1

6. Мощности на валах:

Р₀=Р_{эл.двиг.потр}= кВт

Р₁= Р₀·η_кл.рем ·η_подш= кВт

Р₂= Р₁·η_зац·η_подш= кВт

Р₃= Р₂·η_муф·η_подш =кВт

7. Вращающие моменты на валах:

Т₀= 9550= Н∙м

Т₁= 9550= Н∙м

Т₂= 9550= Н∙м

Т₃= 9550= Н∙м

Полученные результаты заносим в таблицу:

№ вала	n, мин^-1	Р, кВт	Т, Н·м
0
1
2
3

8. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания):

t_НЕ = t + t′ = час

где m= 6 для сталей.

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы:

Т_НЕ = t_НЕ ∙ д∙ L= час

где д=260– число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

8. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни:

N_{НЕ 2} = 60 ∙ п₂ ∙ Т_НЕ = циклов

N_НЕ1=N_{НЕ 2}∙U_ред = циклов

Расчёт редуктора

8. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем (по табл. 2) сталь………. σ_в = МПа; σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ_2min=HB_1min– (15)(20…30)(50),

подбираем сталь………….. с σ_в = МПа; σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

11. Средняя твердость шестерни:

НВ₁==

Средняя твердость колеса:

НВ₂==

Таблица 2

Рекомендуемые марки сталей для шестерни и колеса при НВ≤350

Шестерня						Колесо
Марка стали	Сечение, мм	Термообработка	σв МПа	σт МПа	НВ	Марка стали	Сечение,мм	Термообработка	σв МПа	σт МПа	НВ
45 ГОСТ 1050-88	40–100	Закалка 820–860^оС, вода, отпуск 550–600С, воздух	780	375	240–267	45 ГОСТ 1050-88	До 250	Нормализация 850–860С, воздух	600	335	200–236
45 ГОСТ 1050-88	До 100	Нормализация 800С, воздух	620	395	189–229	45 ГОСТ 8479-70	100–300	Нормализация 865–895С, воздух	590	345	174–217
18Х2Н4МА ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 860–880^оС, масло, отпуск 525–575С, воздух	930	785	293–331	18Х2Н4МА ГОСТ 8479-70	300–500	Закалка 860–880^оС, масло, отпуск 525–575С, воздух	835	685	262–311
35Х ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 850–870^оС, масло, отпуск 560–640С, воздух	655	490	212–247	35Х ГОСТ 8479-70	100–300	Закалка 850–870^оС, масло, отпуск 560–640С, воздух	615	395	187–229
35ХГСА ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 870–880^оС, масло, отпуск 640–650С, вода	835	685	262–311	35ХГСА ГОСТ 8479-70	100–300	Закалка 880^оС, масло, отпуск 640С, вода	735	590	235–277
45Х ГОСТ 4543-71	До 250	Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 520–550С, воздух	980	785	248–293	45Х ГОСТ 8479-70	До 300	Закалка 840^оС, масло, отпуск 550С, воздух	655	490	218–248
40ХН ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 550–600С, воздух	735	590	235–277	40ХН ГОСТ 8479-70	300–500	Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 550–650С, воздух	635	440	197–235
40ХН2МА ГОСТ 4543-71	До 250	Закалка 850–870^оС, масло, отпуск 600–630С, вода	1080	930	310–354	40ХН2МА ГОСТ 8479-70	100–300	Закалка 860–870^оС, масло, отпуск 650С, вода	880	735	277–321

При средней твердости шестерни НВ₁ =

базовое число циклов нагружения N_{HG 1}= , а для колеса при НВ₂ = базовое число циклов нагружения

N_{HG 2=} (табл. 3).

Таблица 3

Средняя твердость поверхности зубьев	НВср HRC	< 200 –	250 27	300 33	350 38	– 40	– 45	– 50	– 55
NHGциклов (·10^7)		1,0	1,7	2,5	3,6	4,4	6,0	8,0	10

Поскольку N_{HЕ 2} >N_{HG 2} иN_{HЕ 1}>N_{HG 1}, то = 1

12. Предел контактной выносливости для колеса:

σ_{Н lim2}= 2НВ₂+ 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =1,1;

[σ]_Н2 == МПа

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

[σ]_Н1 == МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение в прямозубых передачах принимается [σ]_Н2 =

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,3 и задаваясь значениями

ψ_ba = 0,4 и ψ_ba = 0,5 находим два значения a_w по формуле:

a_w1 =450 (U_ред+ 1)=

мм

a_w2 =450 (U_ред+ 1)=

мм

Одно из найденных межосевых расстояний округляем до ближайшего стандартного значения из следующего ряда

a_{w сm} = … 80;90;100;112;125;140;160;180;200… мм.

14. Ширина зубчатых колес:

b₂= ∙a_{w ст}= мм

b₁=b₂+ 5 мм = мм

15. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст}< т< 0,02 ∙a_{w ст} , мм

Рекомендуется принимать значение модуля т _ст=2 мм (или т _ст=1 мм).

Принимаем т _ст = мм

16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи :

Z_∑ = =

округлив до целого числа, принимаем : =

17. Число зубьев шестерни:

Z₁ = = округлив до целого числа, принимаемZ₁ = приZ_1min = 17

18. Число зубьев колеса:

Z₂=Z_∑ –Z₁ =

19. Уточнение передаточного числа:

U'_ред= =

Отклонение от принятого ранее передаточного числа:

что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%.

20. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d₁=m_cт·Z₁ = мм

значение d₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

d₂=m_cт·Z₂ = мм

значение d₂ не округлять

Межосевое расстояние:

а_{w ст} == мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1=d₁+ 2m _cт= мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m _cm = мм

Диаметр впадин зубьев шестерни :

d_f1=d₁– 2,5m _cт= мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2=d₂– 2,5m _ст= мм

21. Проверочный расчет на контактную прочность:

σ_Н=

Отклонение от [σ]_Н:

∆σ% ==

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

22. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на

изгиб:

t_FЕ = t + t ′= час.

23. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока

службы:

T_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L = час,

где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачиL=5 лет.

24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N_{FЕ 2} = 60 ∙п₂∙ Т_FЕ= циклов

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FЕ 2} > N_FG = 4∙ 10⁶циклов и= 1

25. Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F:

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σ_{Flim 1} :

σ_{Flim 1}= 1,8 ∙НВ₁ = МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σ_Flim2:

σ_{Flim 2} = 1,8 ∙ НВ₂ = МПа

где НВ₁ и НВ₂ см. п.11 расчета

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:

[σ]_F1= = МПа

где коэффициент безопасности S_F = 1,75 , а коэффициент

режима работы для нереверсивной передачи Y_A= 1.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса:

[σ]_F2= = МПа

26. Окружное усилие на колесе:

F_t2== Н

(где Т₂Нм, см. п.7, а d₂ мм – см. п.20 расчета)

27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным

напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в

зависимости от Z (из табл. 4):

У_FS1= (приZ₁= )

У_FS2= (приZ₂= )

Таблица 4