Сделай Сам Свою Работу на 5

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.