Привод ленточного конвейера

В зависимости от размера кусков груза и его массы может быть произведен ориентировочный выбор типа конвейера с последующим уточнением его конструктивного исполнения. Характерные типы конвейеров в зависимости от применения, перемещаемого груза и транспортно-технологических функций приведены в табл. 1

 

 

 

 

 

 

 

 

                        1.2 Патентный поиск.

При проведении поиска патентов для модернизации данного приводы были выбраны следующие номера:

1. № 1557413 А1
2. № 1827470 А1
3. № 1825918 А1
4. № 811011
5. № 2318145 С2
6. № 2266449 С1
7. № 889977
8. № 385175
9. №199578
10. № 181913
11. № 2426924
12. № 457829

 

 Анализ патентов:

 

№ п/п	Критерии оценки	Бальные оценки
		П№1	П№2	П№3	П№4	П№5	П№6	П№7	П№8	П№9	П№ 10	П№ 11	П№ 12
1	Безопасность эксплуатации монтажа и демонтажа	-	-	+	-	-	-	+	-	+	+	+	+
2	Результативность	+	+	+	+	+	+	+	+	-	+	+	-
3	Расширение функций	+	+	+	+	+	-	+	+	-	-	+	-
4	Экономичность	+	+	+	-	-	+	-	-	+	-	-	+
5	Улучшение внешнего вида	-	-	+	-	-	-	-	-	-	-	-	-

 

По результатам анализа предпочтительным оказался патент 3 №1825918 А1. Изобретение направлено на повышение безопасности эксплуатации, результативности, расширение функций и экономичность.

 

 

1. Расчетная часть

 

1. Основные расчеты

 

1. Кинематический и силовой расчеты привода.
2. Выбор электродвигателя

 

1.Определение общего КПД трансмиссии.

 

2.Определение потребной мощности  электродвигателя.

 

 

3.Выбираем электродвигатель трехфазный  асинхронный 4А 80В2 ГОСТ 19523-81 со  следующими характеристиками:

 

4.Определение фактической частоты  вращения вала электродвигателя.

 

5.Определение общего передаточного числа трансмиссии.

 

6.Определение передаточных чисел  отдельных элементов трансмиссии.

 Если  то

 

7.Определение частот вращения  валов трансмиссии.

 

 

8.Определение угловых скоростей валов трансмиссии.

 

9.Определение мощностей на валах  трансмиссии.

 

10.Определение крутящих моментов  на валах трансмиссии.

 

	об/мин
Вал
1	2871	300.65	5.98	1.8	5
2	574.2	60.13	28.5	1.714
					6
3	95.7	10.02	162.5	1.629
					3.14
4	30.57	3.2	468.75	1.5

 

 

 

 

 

 

 

 

                                       2.1.2. Расчет цепной передачи

 

 

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь

Вращающий момент на ведущей звездочке

 

 

Передаточное число было принято ранее  

Числа зубьев ведущей звездочки

 

 

ведомой звездочки:

 

Принимаем и

 

Тогда фактическое

 

 

Отклонение

 

 

Расчетный коэффициент нагрузки

 

 

Где кд=1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке; ка=1 учитываем влияние межосевого расстояния [ka=1 при ац≤(30÷60)t]; кн=1 учитываем влияния угла наклона линии центров (кн=1, если этот угол не превышает 60̊ ; γ=45̊, кр учитывает способ регулирования натяжения цепи; кр=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; ксм=1 при непрерывной смазке; кп учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе кп=1. [р]=29 Мпа. По таблице (7.18)

Шаг однорядной цепи (m=1)

 

 

Принимаем по таблице по таб.(7.15) цепь ПР-19,05-60 по ГОСТ 13568-75,

имеющую разрушающую нагрузку массу

 

Скорость цепи

 

 

Окружное усилие

 

 

Давление в шарнире проверяем по формуле

 

(7.39) 

Уточняем по таб.(7.18) допускаемое давление  

5 [p]=31[1+0,01(z3-17)]=31[1+0,01(25-17)]=33,48 МПа. Перенапряжение составляет 4,7%, принимаем этозначение.  В этой формуле 23 МПа табличное значение допускаемого давления по таб. (7.18) n=100 об/мин и t=19,05 мм.

Определяем число звеньев цепи по

 

, (7.36)

 

где

 

 

 

Тогда

 

 

Округляем до чётного числа Lt=152.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по

 

(7.37) 

938.2 мм

 

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 938,2*0,004≈4 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек

 

(7.34) 

 

Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек

 

  (7.35)

где d1=11,91 мм – диаметр ролика цепи по таб.(7.15)

 

 

Силы, действующие на цепь: окружная Ftц= Н - определена выше;

от центробежных сил Fυ=qυ2=1,9* ≈1,1 Н, где q=1,9 кг/м по таб. (7.15)

от провисания Ff =9,81кfqaц=9,81*1,5*1,9*0, =26,23 Н, где кf =1,5 при угле наклона передачи 45̊

Расчетная нагрузка на валы

 

Fв=Ftц+2Ff = +2*26,23=2198,46 H.

 

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

 

(7.40)

 

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]≈7,5 по таб. (7.19); следовательно, условие s>[s] выполнено.

Размеры ведущей звёздочки: ступица звёздочки dст=1,6*48=77 мм;  ɭст=(1,2÷1,6)*77=92÷123 мм, принимаем ɭст=95 мм.

Толщина диска звёздочки 0,93Ввн=0,93*15,88≈15 мм, где Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена по табл.(7.15)

Аналогично определяют размеры ведомой звёздочки.

 

 

2.1.2 Расчет конической прямозубой передачи.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).Принимаем для шестерни стали 40Х улучшенную с твердостью HB 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.

Допускаемые контактные напряжения найдем по формуле:

где .

Коэффициент безопасности ;

Коэффициент долговечности ;

Внешний делительный диаметр колеса найдем по формуле:

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289-76);

Коэффициент при консольном расположении шестерни -

Коэффициент для прямозубых передач - ;

Передаточное число = 5;

=156 мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 12289-76

Принимаем число зубьев шестерни: = 18;

Определяем число зубьев колеса:

Примем =90

Проверка:

 Отклонение от заданного  передаточного отношения  нет.

Определяем внешний окружной модуль:

 

 

 

Определяем углы делительных конусов:

Определяем внешнее конусное расстояние и длину зуба:

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

Определяем средний делительный диаметр шестерни:

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:

 
Определяем средний окружной модуль:

Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

Определяем среднюю окружную скорость колеса:

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Проверка контактных напряжений:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при точности

 

 

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V<1 м/с .

Проверяем контактное напряжение по формуле:

;

 

Определяем силы участвующие в зацеплении:

Окружная:

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:

Осевая для шестерни, равная осевой для колеса:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки

При , консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB < 350 значение = 1.38.

При твердости HB < 350, скорости v= м/с и 7-ой степени точности = 1.45.

Итак,

Определяем коэффициент формы зуба в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

Для шестерни:

Для колеса:

Принимаем

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Для стали 40Х улучшенной при твердости HB<350 =1.8 HB.

Для шестерни

Для колеса

Определяем допускаемое напряжение:

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем отношение :

Для шестерни: МПа.

Для колеса: МПа.

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, так как полученное отношение для нее меньше.

Проверяем зуб колеса:

 

 

2.1.4. Расчёт цилиндрической передачи.

 

 

1. Допускаемые контактные напряжения.

для шестерни

для колеса

 

 

 

2. Межосевое расстояние.

Принимаем

 

3. Модуль зацепления.

 

Принимаем

 

4. Число зубьев.

Принимаем угол наклона зубьев, предварительно

для шестерни

для колеса 

 

Угол наклона равен

cos = =0,984=10,142⁰

5. Диаметры делительные.

Проверка:

 

6. Диаметры вершин зубьев.

 

7. Ширина колеса и шестерни.

 

8. Коэффициент шестерни по диаметру.

 

9. Окружная скорость колёс и степень точности передачи.

 

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

 

10. Расчёт контактных напряжений.

 

11. Силы в зацеплении.

Окружная:

 

Радиальная:

Осевая:

 

12. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.