Частоты вращения валов привода
Где
Q = 80 т/ч – заданная производительность конвейера (см. задание к курсовому проекту),
AQ=300(sina – 0,33×sin3a)/(1 – cosa) = 300(sin20 – 0,33×sin60)/(1 – cos20) = 281,
a = 20° – угол наклона боковых роликоопор [1],
BQ = 66,7(sin1,5a/sin0,5a)2 = 66,7(sin30/sin10)2 = 577,
v = 2,9 м/с – скорость движения ленты с грузом,
КВ = 0,9 – коэффициент использования ширины ленты конвейера[1],
КВ = 1 – коэффициент угла наклона конвейера [1],
r = 600 кг/м3 – насыпной вес муки (П5) [1],
j = 50° – угол естественного откоса, для муки, (П5) [1],
jН = 0,75j = 0,75×50 = 37,5°.
Округляем ВЛ = 0,28 м до, ближайшего, большего из стандартного
ряда (ГОСТ 22644–77) ВЛ = 0,4 м.
1.2 Мощность на приводном барабане конвейера
NP = CLWvg(2qл + q + qpp + qx)/103 ± QH/367 =
= 2,2×49×0,025×2,9×9,81(2×3,16 + 7,7 + 6,25 + 2)/103 = 2,43 кВт, (1.2)
где
C = 2,2 – коэффициент, зависящий от горизонтальной проекции конвейера (табл. 5) [1],
L = 49 м – заданная длина конвейера,
W = 0,025 – общий коэффициент сопротивления (табл. 4) [1],
g = 9,81м/с2 –ускорение свободного падения,
qЛ = mлB = 7,9×0,4 = 3,16 кг/м – погонная масса ленты БКНЛ–65 (табл. 2) [1],
m = 7,9 кг/м2 – масса 1 м2 ленты БКНЛ–65 (табл. 2) [1],
q = Q/3,6v = 80/3,6×2,9 = 7,7 кг/м – средняя масса груза приходящаяся на 1 м длины ленты,
qpp = mpp/lp = 10/1,5 = 6,25 кг/м – линейная масса рабочих роликов,
mpp = 10 кг – масса рабочих роликов одной роликоопоры (табл. 3) [1],
lp = 1,5 м – расстояние между рабочими роликоопорами [1],
qpx = mpx/lx = 6/3 = 2 кг/м – линейная масса роликов холостой ветви,
mpx = 6 кг – масса ролика холостой ветви,
lpx = 3 м – расстояние между холостыми роликоопорами.
Максимальное натяжение ленты
Smax = 103×NP×efa/(efa-1)·v =
103×1,49×2,43/2,9×(2,6-1) = 835 H, (1.3)
где
efa = 2,6,
f = 0,3 – коэффициент трения ленты о барабан [1],
a = 180° – предполагаемый угол обхвата барабана лентой.
Число прокладок ленты
i = Smax×n/KP×B = 835×10/100×400 = 0,277, (1.4)
где
n = 10 – коэффициент запаса прочности ленты [1],
КР = 100 Н/мм – прочность ткани (БКНЛ–100) по основе [1].
Принимаем i = 3.
Диаметр приводного барабана
DБ = Ka×K×i = 145×1×3 = 435 мм, (1.5)
где Ka = 145 – коэффициент, зависящий от числа прокладок [1].
Принимаем DБ = 500 мм (ГОСТ 44644–77).
Длина барабанов
LБ = BЛ + (100…200) = 400 + 200 = 600 мм (1.6)
Так как длина конвейера не превышает 60 м, то целесообразно использовать винтовое натяжное устройство [1]. Натяжное устройство обеспечивает работу конвейера без проскальзывания ленты относительно барабана. Ход натяжного устройства
d = (0,01…0,02)L = (0,01…0,02)49 = 0,49…0,88 м (1.7)
Принимаем d = 0,8 м
Частота вращения приводного барабана
nБ = 60×v/p×DБ = 60×2,9/3,14×0,5 = 111 об/мин (1.8)
При проектировании ленточного конвейера необходимо руководствоваться рядом геометрических параметров элементов и устройств рассматриваемой подъемно-транспортной системы.
Геометрические параметры конструктивных элементов конвейера
В соответствии с рекомендациями, приведенными в [1], расстояния между рабочими роликоопорами зависит от ширины ленты конвейера и скорости её движения, и должно составлять Lp = 1,5 м (табл.1).
Расстояния между холостыми роликоопорами находим по формуле
Lx = 2Lp = 2×1,5 = 3 м
Станину конвейера планируем изготавливать из швеллеров №12 и уголков №5.
2 Выбор электродвигателя и редуктора привода
Мощность электродвигателя
NЭ = NР/hО = 2,43/0,93 = 2,76 кВт, (2.1)
где
NP = 2,43 кВт – мощность на валу конвейера (см. раздел 1).
Общий КПД равен
hО = h1·h2 = 0,98×0,96 = 0,93,
где h1 = 0,98 – КПД редуктора,
h2 = 0,96 – КПД цепной передачи [2],
Выбираем двигатель мощностью Ng = 3 кВт (П1) [2].
Крутящий момент на тихоходном валу редуктора
Tд = 9,55×Ng/n·= 9,55·3/111 = 0,26 кН×м. (2.2)
Предельный момент на тихоходном валу 0,25 кНм) [1].
По таблице 4 [1] выбираем типоразмер редуктора и его передаточное число
ЦУ-160-2,8–12У2 ГОСТ 21426–75
Частота на входе привода
nвх = nвых·u1с·u2с = 111·2,8·2 = 1243 об/мин, (2.3)
uc1 = 4 - среднее передаточное число цепной передачи [2].
Известно, что асинхронные электродвигатели переменного тока в зависимости от числа полюсов при одинаковой мощности обеспечивают частоты вращения 750…3000 об/мин. Поэтому марку электродвигателя определяем с учетом кинематических возможностей редуктора и ременной передачи, ориентируясь на их передаточные числа.
Целесообразно выбрать электродвигатель марки 4А90B2 ГОСТ 19523 – 81 мощностью Ng = 3 кВт, частота вращения магнитного поля статора 1500 об/мин, коэффициент скольжения 5 % [2].
Асинхронная частота вращения вала ротора электродвигателя
na = nс(1–S) = 1500×(1– 0,05) = 1425 об/мин, (2.4)
где S = 0,05 – коэффициент скольжения [2].
Кинематический и силовой расчет привода транспортера
Общее передаточное отношение привода
uO = ng/n = 1425/111 = 12,8. (2.1)
Передаточное число передачи
u2 = uO/u1 = 12,8/2,8 = 4,6. (3.2)
Частоты вращения валов привода
n1 = na = 1425 об/мин, (3.3)
n2 = n1/u1 = 1425/2,8 = 509 об/мин, (3.4)
n3 = n2/u2 = 509/4,6 = 111 об/мин. (3.5)
Вращающие моменты на валах привода
Т1 = 9,55·Ng /ng = 9,55·2,2·103/1425 = 8,4 Нм, (3.6)
Т2 = Т1·u1 = 8,4·2,8 = 24 Нм, (3.7)
Т3 = Т1·u2 = 24·4,6 = 110 Нм. (3.8)
Мы видим, что момент на выходном валу редуктора, рассчитанный по формуле (3.11) меньше предельного.
4. Расчет цепной передачи
Расчет осуществляем в соответствии с алгоритмом, приведенным в [2].
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.5) [2]
Вращающий момент на ведущей звездочке
T3 = 110×103 Н мм (см. раздел 2)
Передаточное число было принято ранее (см. раздел 2)
u2 = 4,6 (см. раздел 3)
Число зубьев:
ведущей звездочки
z2 = 31 – 2u2 = 31 – 2×4,6 = 21,8
ведомой звездочки
z3 = z2×u2 = 21,8×4,6 = 100,3
принимаем
z2 = 22 z3 = 100
фактическое
u2 = z3/z2 = 100/22 = 4,55 (4.1)
Рассчитываем коэффициент нагрузки
KЭ = kД×ka×kH×kp×kc×kП = 1,25×1×1×1,25×1,5×1 = 2,34 (4.2)
где kД = 1,25– динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka = 1 – учитывает влияние межосевого расстояния (ka = 1 a £ (30…60)t)
kH = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (g = 45°);
kp = 1,25 – учитывает способ регулировки натяжения цепи (при периодическом регулировании натяжения цепи);
При периодической смазке kc = 1,5; kП = 1 – учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе [5].
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи.
Ведущая звездочка имеет частоту вращения n2 = 509 об/мин (см. раздел 2 ).
Среднее допускаемое давление при n @ 300 об/мин [p] = 20 МПа (табл. 7.18) [2]
Шаг однорядной цепи (m = 1)
мм (4.3)
Подбираем по таблице цепь ПР–19,05 – 31,8 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q = 31,8 кН; линейную массу q = 1,9 кг/м ; АОП = 105,8 мм2
Скорость цепи
v = z2×t×n2/60×103 = 22×19,05×509/60×103 = 2,4 м/с
Окружная сила
Ft = N2/v = 2,13×103/2,4 = 846 H
N2 = Ng×hР = 2,2×0,97 = 2,13 кВт – мощность на выходном валу редуктора
Давление в шарнире проверяем по формуле
p = FtKЭ /AОП = 846×2,34/105,8 = 18,9 МПа
Уточняем по таблице 7.18 допускаемое давление [p] = 20(1 + 0,01(z2 – 17)) = 20(1 + 0,01(25 – 17)) = 21,8 МПа. Условие p < [p] – выполнено. В этой формуле табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм
Определяем число звеньев цепи по формуле
Lt = 2at + 0,5zå + D2/at = 2×50 + 0,5×122 + 12,42/50 = 164,1 мм (4.4)
at = a/t = 50; zå = z2 + z3 = 22 + 100 = 122
D = (z3 – z2)/2p = (100 – 22)/2×3,14 = 12,4
Округляем до четного числа L = 164 мм
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле
(4.5)
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния но 0,4 % т.е. на 966×0,004 = 4 мм
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек
d2Д = t/sin(180/z2) = 19,05/sin(180/22) = 152 мм
d3Д = t/sin(180/z3) = 19,05/sin(180/100) = 437 мм
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек
De2 = t(ctg(180/z2) + 0,7) – 0,3d1 = 19,05(ctg(180/22) + 0,7) – 0,3×11,91 = 161 мм
De3 = t(ctg(180/z3) + 0,7) – 0,3d1 = 19,05(ctg(180/100) + 0,7) – 0,3×11,91 = 446 мм
Где d1 = 11,91 мм – диаметр ролика цепи (табл. 7.15) [5].
Силы, действующие на цепь:
Окружная Ft = 846 H – определена выше.
От центробежных сил Fv = q×v2 = 1,9×2,42 = 12,8 H, где q = 1,9 кг/м (табл. 7.15) [2].
От провисания
Ff = 9,81kfqaц = 9,81×1,5×1,9×0,966 = 27 H
Где kf = 1,5 при угле наклона передачи 45°
Расчетная нагрузка на валы
FB = Ft + 2Ff = 846 + 2×21 = 888 H
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи
s = Q/(FtkД + Fv + Ff) = 60×103/(846×1,25 + 12,8 + 27) = 55
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] = 8,9 (табл. 7.19 [5]) следовательно, условие s > [s] – выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Диаметр ступицы звездочки dc = 1,6×d2 = 1,6×35 = 56 мм
Длина ступицы звездочки lc = (1,2…1,5)d2 = 1,5×35 = 52,5 мм
Толщина диска звездочки 0,93BBH = 0,93×11,91 = 11,1 мм
BBH = 11,91 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена (табл. 7.15) [2].
Размеры ведомой звездочки:
Диаметр ступицы звездочки dc = 1,6×dБ = 1,6×35 = 56 мм
Длина ступицы звездочки lc = (1,2…1,5)d2 = (1,2…1,5)×35 = 42…53 мм
Проектный расчет валов
Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.
|