123225 (592785), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

= sin λ

Sin 12 = 0.2079·30 = 6.24м

Н – высота подъема груза, Н = 6,24, м;

Р_п = (0,00015 · 1300 · 30 + 0,02 · 30 · 3 + 0,0027 · 1300 · 6,24) · 1 = 29,55 кВт.

Находим предварительное тяговое усилие по формуле [2]:

;(4)

где Р_п – предварительная мощность двигателя;

v – скорость движения ленты;

9,85 кН.

2.1.3 Определение предварительного максимального натяжения ленты

Максимальное натяжение ленты находим по формуле [2]:

,(5)

где е – коэффициент, характеризующий тяговую способность приводного барабана, е = 2,71;

f – коэффициент трения резины по дереву, f = 0,35 [2];

α – угол обхвата барабана лентой, α = π (рад);

12,7 кН.

Для лучшего сцепления ленты с поверхностью барабана его футеруют деревом.

2.1.4 Определение линейной плотности ленты

Находим число прокладок по формуле [2]:

,(6)

;

принимаем по стандарту число прокладок z = 3.

Находим линейную плотность ленты по формуле [2]:

ρ₁ = 1,1 · В · (δ · z + δ₁ + δ₂),(7)

где δ – толщина одной текстильной прокладки, δ = 1,25 мм;

δ₁ – толщина верхней обкладки, δ₁ = 4,5 мм;

δ₂ – толщина нижней обкладки, δ₂ = 1,5 мм;

ρ₁= 1,1 · 1,2 · (1,25 · 3 + 4,5 + 1,5) = 12,87 кг/м.

2.1.5 Линейная плотность транспортируемого груза и роликоопор

Находим среднюю линейную плотность груза по формуле [2]:

,(8)

120 кг/м.

Находим шаг роликоопор на рабочей ветви конвейера по формуле [2]:

I_р = А – 0,625 · В,(9)

где А – коэффициент, зависящий от плотности груза, А = 1470 [2];

I_р = 1470 – 0,625 · 1200 = 720 мм.

Находим массу роликоопор по формуле [2]:

m = 10 · B + 7; (10)

m = 10 · 1,2 + 7 = 19 кг.

Линейная плотность роликоопор определяется по формуле [2]:

,(11)

кг/м.

Шаг роликоопор на холостой ветви определяется по формуле [2]:

I_x = 2 · I_P;(12)

I_x = 2 · 720 = 1440 мм.

Масса роликоопор на холостой ветви по формуле [2]:

m_п = 10 · В + 3;(13)

m_п = 10 · 1,2 + 3 = 15 кг.

Линейная плотность плоских роликоопор по формуле [2]:

,(14)

кг/м.

2.2 Конструктивные размеры барабана

Находим диаметр приводного барабана по формуле [2]:

D_б = z · (120 ÷ 150),(15)

D_б = 3 · (120 ÷ 150) = 360 ÷ 450 мм,

по ГОСТ 22644 – 77 принимаем D_б = 500 мм.

Находим длину барабана по формуле [2]:

В₁ = В + 100,(16)

В₁ = 1200 + 100 = 1300 мм.

Стрела выпуклости барабана по формуле [2]:

f_в = 0,005 · В₁,(17)

f_в = 0,005 · 1300 = 6,5 мм.

Находим диаметр натяжного барабана по формуле [2]:

,(18)

333 мм,

принимаем D_Н = 350 мм.

2.3 Определение натяжения ленты конвейера методом обхода контура по точкам

Разбиваем контур конвейера на 4 участка. Натяжение ленты в точке 1 принимаем за неизвестную величину. Затем находим натяжение ленты в остальных точках через неизвестное натяжение в точке 1.

Рисунок 3 – Схема для определения натяжения ленты конвейера методом обхода контура по точкам.

Находим натяжение ленты методом обхода контура по точкам в точке 2 [2]:

,(19)

где F₁ и F₂ – натяжение ленты в соответствующих точках, кН;

К_ωп – коэффициент сопротивления кручению, К_ωп = 0,022;

в точке 3:

F₃ = F₂ + K_δН · F₂,(20)

где K_δН – коэффициент сопротивления на натяжном барабане, K_δН = 0,05;

F₃ = (1 + 0,05) · (F₁ +-0,637) = 1,05 · F₁ - 0,669;

в точке 4:

,(21)

где K_ωж – коэффициент сопротивления движению ленты по желобчатым роликоопорам, K_ωж = 0,025;

= 1,05 · F₁ + 8,631.

F₄ = F₁ · e^f·α(22)

1,05 · F₁ + 8,631 = F₁ · 2,71^0,35·3,14

F₁ · 2,99 - F₁ · 1,05 = 8,631

F₁ · (2,99 – 1,05) = 8,631

F₁ · 1,94 = 8,631

= 4,45 кН.

F₂ = 4,45 - 0,637 = 3,813 кН

F₃ = 1,05 · 4,45 – 0,669 = 4 кН

F₄ = 1,05 · 4,45 + 8,631 = 13,3 кН

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.

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.

Характеристики

Список файлов ВКР