Определение частоты вращения приводного вала и передаточного числа привода

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 3

Частота вращения приводного вала (мин^-1) конвейера определяется по [1, (8.15)]:

n_п.в.= 60υ/п·D₀= 60υ/z·t

где υ – скорость тягового органа, м/с;

D₀ – диаметр делительной окружности приводной звездочки, м;

z– число зубьев приводной звездочки;

t = 0,2 м – шаг тяговой цепи по [1, табл.(8.6)];

n_п.в. = 60·0,3/8·0,2 = 22,5 мин^-1

Передаточное число привода:

u = n/ n_п.в, где n – частота вращения вала двигателя, мин^-1;

u = 720/22,5 = 32

Выбор типа редуктора

Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора по [1,(1.101)]:

Рр = Кр Р,

где Кр – коэф., учитывающий условия работы редуктора; по [1,табл.(1.33)]: Кр = 1,0;

Р – наибольшая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма;

Р = 5,5 кВт;

Рр= 1*5,5 = 5,5 кВт.

Из [1, табл. (3.4.13)] по передаточному числу привода и расчетной мощности на быстроходном валу редуктора выбираем редуктор типоразмера Ц2 - 250 с передаточным числом 35,5, имеющем при частоте вращения

750 об/мин мощность Р = 6 кВт. КПД редуктора η = 0,91.

Редуктор Ц2 – 250 – IV – 111Ц.

Прочностной расчет

Расчет пластины конвейера на прогиб.

F_m

A B

S_p

1,32

Определяем прогиб в вертикальной плоскости от силы тяжести транспортируемого груза.

Где Е – модуль Юнга (Е = 2·10⁵ МПа)

F_m – сила тяжести груза, равная

F_m = q·g·В = 222·9,81·1,4 = 3049H

J – момент инерции, равный

J=b·h³/12

b = 0,4 м – длина одной пластины;

h = 1,4 м – ширина одной пластины.

J = 0,4*1,4³/12 = 0,091 м⁴

Y₁ = (3049·1,32²·1,32²)/(3·2·10⁵·0,091·1,4) = 0,01 м.

Определим прогиб в горизонтальной плоскости от силы S_p:

S_p – натяжение полотна, Н.

S_p=(5…10)(q+q₀)·g·l_p, где

l_p – расстояние между опорами, м.

S_p = 5(142 + 222)·9,81·1,32 = 23567,5 H

Y₂ = (23567,5·0,7²·0,7²)(3·2·10⁵·0,091·1,4) = 0,074 м

Суммарный прогиб составит:

Y = (Y²₁+Y²₂)^1/2

Y = (0,01² + 0,074²)^1/2 = 0,075 м

Расчет приводного вала

Определяем вращающий момент на приводном валу конвейера.

Где Р - потребная мощность электродвигателя при общем КПД передаточных механизмов привода η = 0,75 и коэффициенте запаса К_з= 1

W_пр – угловая скорость приводного вала.

Где n_пр – частота вращения приводного вала, мин^-1 (см. п. 2.3).

Диаметр выходного конца приводного вала определяем по эмпирической формуле:

Принимаю по ГОСТ 12080-66 диаметр приводного вала d_пр = 70 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаю d_п = 80 мм.

Диаметр вала под ступицей звездочки принимаю d_зв = 85 мм.

Расчет шпоночных соединений

Проверка шпонок под звездочку

Вращающий момент на приводном валу:

Т_пр = 2292 Н·м

Согласно [6; табл. 24.29] по диаметру вала выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78 со следующими параметрами:

b×h = 22×14 мм

t₁ = 9 мм

t₂ = 5,4 мм

l = (63…250) мм

Рабочая длина шпонки находится из соотношения:

[σ_см] = (150…200) МПа

l = l_p + b = (52…62) мм

Принимаем l = 62 мм

Проверяем шпонку под звездочкой на напряжение среза. Материал шпонки сталь 45 нормализованная.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

[σ_см]=150 МПа

Так как на приводном валу находятся две шпонки, тогда:

Условие прочности соблюдается.

Расчет подшипников

По [5, табл. (24.16)] в качестве подшипников выбираем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные по ГОСТ 28428-90 средней серии.

Обозначение

подшипника

d, мм

D, мм

В, мм

r, мм

Грузоподъемность

Расчетные параметры

C_r, kH

C_0r, kH

Y₀

1314

150

3,5

37,5

0,22

2,95

Рассчитываем подшипники на динамическую грузоподъемность (подбор подшипников по динамической грузоподъемности предупреждает усталостное выкрашивание рабочих дорожек колец и тел качения при n > 1об/мин):

С_r_расч.< С_r – условие динамической грузоподъемности;

С_r_расч.= Р_Е(L)^1/Р,

где L – количество оборотов, млн.;

P_E – эквивалентная нагрузка;

Р = 3 – для шариковых подшипников.

L = 60nL_H /10⁶,

где L_H – ресурс работы, час;

n – количество оборотов в минуту.

Необходимо, чтобы подшипники изнашивались не менее чем за 3 года работы, следовательно:

Lн = 3·365·10,5 = 17250 часов,

где 365 – количество рабочих дней в году;

10, 5 – количество рабочих часов в смену;

L = 60·10·17250/10⁶= 10,35 млн. оборотов.

P_E = (Х·V·F_r+ Y·F_a)·К_б·К_т,

где V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо;

F_r = 5612 Н – наибольшая реакция в опорах

F_a = 0,83e·F_r = 0,83·0,22·5612 = 1025 Н

Если F_a / V·F_r < е, то Х = 1, Y = 0:

F_a / V·F_r = 1025/1·5612 = 0,18<0,22,

следовательно, принимаем Х = 1, Y = 0.

К_б = 1,3 – коэф. безопасности (принят по [6, табл. (7.4)]);

К_т = 1 – коэф., зависящий от рабочей температуры (в нашем случае

t_раб < 100).

P_E = (1·1·5612+0) ·1,3·1 = 7295,6 Н = 7,3 кН

С_r_расч.= 7295,6·(10,35)^1/3= Н = 16 кН

16 кН < 75 кН – условие динамической грузоподъемности выполняется (динамическая прочность обеспечена).

Определим скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс долговечности подшипника:

Lн _расч= (10⁶/60·n) · (С_r_расч./Р_Е)^Р = (10⁶/60·10) · (16/7,3)³ = 17548,5 часов = 4,6 года

Lн _расч> L_H – требуемый ресурс долговечности подшипника обеспечен.

Список литературы

1. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон, Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин, Минск, «Вышэйшая школа», 1983г.

2. Р.Л. Зенков, И.И. Ивашков, Л.Н. Колобов, Машины непрерывного транспорта, М., «Машиностроение», 1987г.

3. А.О. Спиваковский, В.К. Дьячков, Транспортирующие машины, М., «Машиностроение», 1983г.

4. В.Г. Систер, А.Н. Мирный, Л.С. Скворцов, Н.Ф. Абрамов, Х.Н. Никогосов, Твердые бытовые отходы (сбор, транспорт и обезвреживание), справочник, М., «Академия коммунального хозяйства им. К.Д. Памфилова», 2001г.

5. Курс лекций по дисциплине «Сопротивление материалов», Скачков, 4-й семестр, 2003г.

6. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 2001г.

Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 1387; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 1 23

Мы поможем в написании ваших работ!