ПК 0.190601.09.15.00.00.00.ПЗ
Изм	Лист	№ докум	Подп	Дата
Разраб					Пояснительная записка	Лит			Лист	Листов
Пров							У		- 2 -	43
Н. контр
Утв

Исходные данные для проектирования

«Спроектировать привод ленточного конвейера».

Требуемые:

• Скорость движения ленты  = 0,35 м/с

• Диаметр колеса D_б= 315 мм.

• Окружное усилие на барабане F = 175 даН=1750 Н.

Схема привода:

1. Выбор электродвигателя

Ресурс приводного устройства в часах:

L_h=365L_Гt_cL_c=365581=14600,

где L_Г – срок службы привода, L_Г =5 лет.

t_c – продолжительность смены, ч

L_с – число смен. Т.к. предполагается мелкосерийный выпуск  L_с=1.

Из полученного значения следует вычесть 10-25% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни. Т.о. L_h=13140…10950. Принимаем L_h=12000 ч.

1.1 Определяем требуемую мощность ковшового элеватора (мощность на выходе)

,

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.

,

где  - КПД всего привода: ,

где _чп = 0,8 – КПД червячной передачи;

_м = 0,98 – КПД муфты;

_пк = 0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения;

В итоге: Р_дв. = 612,5 / 0,753 = 813,4 Вт.

1.3 Выбор электродвигателя

Следуя справочным данным, выбираем электродвигатель 80В6 с синхронной частотой вращения n_c=1000 об/мин., для которого номинальная мощность Р_дв = 1,1 кВт, асинхронная частота вращения n_дв = 920 об/мин.

1.4 Определение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число u_общ=n_дв/n_вых = 920/ 23 = 40

где n_вых – частота вращения выходного вала:

Таким образом передаточное отношение редуктора: u_р = 40.

2. Кинематический расчет

Быстроходный вал редуктора:

• мощность P₁=P_дв_м_пк=11000,980,99=1067,22 Вт.

• частота вращения n₁= n_дв = 920 об/мин.

• угловая скорость ₁­=n₁/30=920/30 = 96,3 c^-1.

• крутящий момент T₁=P₁/₁=1067,22/96,3 = 11 Нм.

Тихоходный вал редуктора:

• мощность P₂=P₁_р_пк=1067,220,80,99=845,24 Вт.

• частота вращения n₂= n₁/u_р=920/40 = 23 об/мин.

• угловая скорость ₂­=n₂/30=23/30=2,4 c^-1.

• крутящий момент T₂=P₂/₂=845,24/2,4=352,2 Нм.

Приводной вал:

• мощность P₃=P₂_м_пк=845,240,980,99=820 Вт.

• частота вращения n₃= n₂=23 об/мин.

• угловая скорость ₃=₂­=2,4 c^-1.

• крутящий момент T₃=P₃/₃=820/2,4=341,7 Нм.

3. Расчет червячной передачи

Исходные данные:

– вращающий момент на колесе Т₂ = 352,2 Нм;

– частота вращения колеса n₂ = 23 об/мин;

– передаточное число u_ч = 40;

3.1. Материалы червяка и колеса.

В качестве материала для червяка применяем ст.40Х. С целью повышения КПД, применяем закалку до твердости HRC 45, шлифование и полирование витков червяка.

Механические свойства: _T = 750 МПа.

Так как выбор материала для коле­са связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем ожидае­мое ее значение

Т.к. v_s > 2м/с, но v_s < 5м/с то в качестве материала для червячного колеса используем латунь ЛАЖМц66-6-3-2 (способ отливки – центробежный).

Механические свойства: _В = 500 МПа, _Т = 330 МПа.

3.2. Допускаемые напряжения.

Вычисляем до­пускаемые контактные напряжения.

Для червяка допускаемые напряжения:

• допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 14HRC+170 = 1445+170=800МПа

• допускаемые напряжения на из­гиб: []_F = 370 МПа;

Для колеса допускаемые напряжения:

• допускаемые контактные напряжения: []_H = 275 - 25v_s = 200 МПа

• допускаемые напряжения на из­гиб []_F: []_F = 0,25_T +0,08_B = 122,5 МПа;

3.3. Межосевое расстояние (м)

где []_H = 200·10⁶ Па;

при постоянном ре­жиме нагружения K_=1,0.

Эквивалентный момент на колесе

Т_НЕ2 = К_HдT₂

Здесь, T₂ — номинальный момент на колесе;

Коэффициент долговечности для латуни К_Hд = 1,0.

Т.о. Т_НЕ2 = T₂ = 352,2 Н.

Полученное расчетом межосевое расстояние округляем до стан­дартного значения: a_w = 125 мм.

3.4. Основные параметры передачи.

Т.к. u = 40, следовательно число витков червяка z₁ = 1.

­­Число зубьев колеса z₂=z₁u = 140 = 40.

Предварительные значения:

модуля передачи (получаем интервал значе­ний)

Принимаем стандартное значение модуля m=5 мм.

коэффициента диаметра червяка

Полученное значение q округляем до ближайшего стандартного: q=10. Мини­мально допустимое значение q из условия жесткости червяка q_min= =0,212z₂=8,4810.

Коэффициент смещения:

, |x| < 1

3.5. Размеры червяка и колеса.

• диаметр делительный червяка

d₁ = qm;

d₁ = 105=50 мм.

• диаметр вершин витков

d_a1= d₁ + 2m;

d_a1 = 50 + 25= 60 мм.

• диаметр впадин

d_f1= d₁ - 2,4m.

d_f1= 50 - 2,45= 38 мм.

Находим длину b₁ нарезанной части червяка. Т.к. z₁=1, x=0, то

b₁  (11+0,06z₂)m = 67 мм.

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину b₁ при m<10мм увеличивают на 25мм, следовательно b₁ = 67 + 25 = 92мм. Принимаем значение из ряда линейных размеров b₁ = 95 мм.

• диаметр делительной (начальной) окружности колеса

d₂ = z₂m;

d₂ = 405 = 200 мм.

• диаметр окружности вершин зубьев

d_a2 = d₂+2(1+х)m;

d_a2 = 200 + 215 = 210 мм.

• диаметр колеса наибольший

d_aM2  d_a2+ 6m / (z₁ + 2);

d_aM2  210+65/(1+2)  220 мм

• диаметр впадин d_f2=d₂ - 2m(1,2-x).

d_f2=200 - 25(1,2-0) = 188 мм.

• ширина венца b₂=ψ_aa_w=44,4, где для z₁=1 значение ψ_a=0,355. Принимаем b₂ =45 мм.

3.6. Проверочный расчет передачи на прочность.

Определяем скорость сколь­жения в зацеплении v_s=v₁/cos, где v₁=n₁d₁/60 (v₁ — окружная скорость на червяке, м/с; n₁= 920 об/мин; d₁=50мм); —угол подъема линии витка для z₁=1 и q=10 значение  = 5°43').

v₁=n₁d₁/60 = 3,149200,05/60 = 2,4 м/с

Следовательно v_s=2,4/cos 5°43' =2,41 м/с

По полученному значению v_s уточ­няют допускаемое напряжение:

[]_H = 275 - 25v_s = 215 МПа

Определяют расчетное напряжение

где d_w1 = m(q + 2х) = 5(10+2·0) = 50 мм – начальный диа­метр червяка;

K_ — коэффициент кон­центрации нагрузки;

K_ = 1 – (1-X)( z₂/ )³ = 1

Здесь:  = 108 – коэффициент деформации червяка;

Х– коэффициент режима. При постоянной нагрузке Х = 1 и K_ = 1,0.

К_V — скоростной коэффициент. При v₂<3 м/с коэффициент К_V =1.

Окружная скорость (м/с) колеса v₂=d₂n₂/60 = 3,140,223/60=0,24м/с.

Таким образом:

условие выполняется.