125335 (Разработка привода ленточного транспортера)

Введение

В данном проекте разрабатывается привод ленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древесная щепа).

Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт.

Электродвигатель в приводе создаёт вращающий момент и приводит редуктор в движение.

Редуктор представляет собой закрытую цилиндрическую передачу. В редукторе использованы прямозубые колёса, что упрощает изготовление деталей передачи.

Редуктор служит для уменьшения числа оборотов и увеличения вращающих моментов.

Для соединения выходных концов вала редуктора и барабана используются муфты.

Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.

Выпуск предусматривается крупносерийный.

1. Кинематический расчет

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определим требуемую мощность транспортёра:

Р_вых = F · v = 18 · 10³ · 0,65 = 11700 Вт = 11,7 кВт

Для определения требуемой мощности привода определим КПД привода. Для этого задаёмся, в соответствии с таблицей 1. КПД отдельных элементов привода:

КПД подшипникового узла η_nn =0.99

КПД цилиндрической передачи η_ц = 0.96

КПД муфты Общий КПД η_м = 0.98

Общий КПД привода:

η_nр = η_ц²· η_м²· η_п³ = 0,98²·0,96²·0,99³ = 0,859

Требуемая мощность двигателя:

= 13,6 кВт

По таблице подбираем электродвигатели с мощностью большей или равной требуемой. Двигатели выбираем асинхронные, трёхфазные общепромышленного применения серии 4А. Двигатели этой серии предназначены для продолжительного режима работы, т.е. соответствуют режиму работы привода. Подходят четыре варианта электродвигателей серии 4А с номинальной мощностью кВт и различной частотой вращения. Данные по ним представлены в таблице 1

Таблица.1

Для окончательного выбора типоразмера двигателя определим рекомендуемый интервал частот вращения вала электродвигателя, для чего определим необходимую частоту вращения вала барабана и передаточное число привода. Частота вращения вала барабана:

Минимально-допустимая частота вращения вала электродвигателя:

n_дв^min=n_вых·u_пр^min=41,4·4=165,6 об/мин

Максимально допустимая частота вращения вала электродвигателя:

n_дв^max=n_вых·u_пр^max=41,4·31,3=1295,82 об/мин

Передаточное число передачи при 1 модели: и₁ =2940/41,4 =71,01

Передаточное число передачи при 2 модели: и₂ =1465/41,4 =35,38

Передаточное число передачи при 3 модели: и₃ =975/41,4 =23,55

Передаточное число передачи при 4 модели: и₄ =730/41,4 =17,6

Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе:

Таблица 1

Проанализировав результаты вычислений и данные таблицы 1 выбираем окончательный вариант электродвигателя.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 об/мин не подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/мин не подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/мин подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 об/мин подходит по результатам расчёта.

Принимаем двигатель 4АМ180M8 с синхронной частотой вращения 750 об/мин.

Предварительное передаточное число тихоходного вала редуктора:

Предварительное передаточное число быстроходного вала редуктора:

Частота вращения вала барабана:

Угловая скорость вала электродвигателя:

Угловая скорость быстроходного вала редуктора:

Угловая скорость промежуточного вала редуктора:

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

Угловая скорость вала барабана:

Мощность на валу электродвигателя:

P_дв= 13,6 кВт

Мощность на быстроходном валу редуктора:

P_б.=Р_дв·η_м ·η_п = 13,6·0,98 ·0,99 =13,2 кВт

Мощность на промежуточном валу редуктора:

Р_пр.в.=P_б ·η_ц= 13,2·0,96=12,54 кВт

Мощность на тихоходном валу редуктора:

Р_m=P_пр.в. ·η_ц ·η_п= 12,54·0,96·0,99=11,92 кВт

Мощность на валу барабана:

Р_о=P_т ·η_м=11,92·0,98=11,7 кВт

Вращающий момент на валу электродвигателя:

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Вращающий момент на валу барабана:

Результаты кинематического и энергетического расчёта представлены в таблице 2.

Таблица 2

2. Расчёт цилиндрической передачи

2.1 Выбор материала и термообработки

Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1. Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 48 – 53 HRC, примем 50 HRC.

Для колеса принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 45 – 50 HRC, примем 47,5 HRC.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность.

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]_Н= σ _Нlim •Z_N•Z_R•Z_V/S_H=1050 • 1 • 1 • 1 / 1,2=875 МПа

Предел контактной выносливости

[σ]_Н1lim=17HRC_cp+200=17•50+200=1050 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N= =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z _{N max}

N_HG=30HB_cp^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 480^2.4 = 8,1• 10⁷

N_K=60 • n • n₃ • L_h=60 • 730 • 1 • 14400=63 • 10⁷

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

Z_R=1

Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

Z_V=1

V= 1,5 м/с

= =114 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

S_H=1,2

Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]_Н= σ _Нlim •Z_N•Z_R•Z_V/S_H=1007,5 • 1 • 1 • 1 / 1,2=840 МПа

Предел контактной выносливости

[σ]_Н1lim=17HRC_cp+200=17•47,5+200=1007,5 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N= =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z_{N max}

N_HG=30HB_cp^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 440^2.4 = 6,6• 10⁷

N_K=60 • n • n₃ • L_h=60 • 730 • 1 • 14400=63 • 10⁷

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Z_R=1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Z_V=1

V= 0,3 м/с

= =114 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

S_H=1,2

Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]_Н= σ _Нlim •Z_N•Z_R•Z_V/S_H=1050 • 1 • 1 • 1 / 1,2=875 МПа

Предел контактной выносливости

[σ]_Н1lim=17HRC_cp+200=17•50+200=1050 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N= =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z _{N max}

N_HG=30HB_cp^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 480^2.4 = 8,1• 10⁷

N_K=60 • n • n₃ • L_h=60 • 153,4 • 1 • 14400=13 • 10⁷

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Z_R=1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости