Длина барабанов

L_Б = B_Л + (100…200) = 400 + 200 = 600 мм (1.6)

Так как длина конвейера не превышает 60 м, то целесообразно использовать винтовое натяжное устройство [1]. Натяжное устройство обеспечивает работу конвейера без проскальзывания ленты относительно барабана.

Ход натяжного устройства

 = (0,01…0,02)L = (0,01…0,02)49 = 0,49…0,88 м (1.7)

Принимаем  = 0,8 м

Частота вращения приводного барабана

n_Б = 60v/D_Б = 602,9/3,140,5 = 111 об/мин (1.8)

При проектировании ленточного конвейера необходимо руководствоваться рядом геометрических параметров элементов и устройств рассматриваемой подъемно-транспортной системы.

Геометрические параметры конструктивных элементов конвейера

В соответствии с рекомендациями, приведенными в [1], расстояния между рабочими роликоопорами зависит от ширины ленты конвейера и скорости её движения, и должно составлять L_p = 1,5 м (табл.1).

Расстояния между холостыми роликоопорами находим по формуле

L_x = 2L_p = 21,5 = 3 м

Станину конвейера планируем изготавливать из швеллеров №12 и уголков №5.

2 Выбор электродвигателя и редуктора привода

Мощность электродвигателя

N_Э = N_Р/_О = 2,43/0,93 = 2,76 кВт, (2.1)

где

N_P = 2,43 кВт – мощность на валу конвейера (см. раздел 1).

Общий КПД равен

_О = ₁·₂ = 0,980,96 = 0,93,

где ₁ = 0,98 – КПД редуктора,

₂ = 0,96 – КПД цепной передачи 2,

Выбираем двигатель мощностью N_g = 3 кВт (П1) [2].

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

T_д = 9,55N_g/n·= 9,55·3/111 = 0,26 кНм. (2.2)

Предельный момент на тихоходном валу 0,25 кНм) 1.

По таблице 4 1 выбираем типоразмер редуктора и его передаточное число

ЦУ-160-2,8–12У2 ГОСТ 21426–75

Частота на входе привода

n_вх = n_вых·u₁^с·u₂^с = 111·2,8·2 = 1243 об/мин, (2.3)

u^c₁ = 4  среднее передаточное число цепной передачи 2.

Известно, что асинхронные электродвигатели переменного тока в зависимости от числа полюсов при одинаковой мощности обеспечивают частоты вращения 750…3000 об/мин. Поэтому марку электродвигателя определяем с учетом кинематических возможностей редуктора и ременной передачи, ориентируясь на их передаточные числа.

Целесообразно выбрать электродвигатель марки 4А90B2 ГОСТ 19523 – 81 мощностью N_g = 3 кВт, частота вращения магнитного поля статора 1500 об/мин, коэффициент скольжения 5 % 2.

Асинхронная частота вращения вала ротора электродвигателя

n_a = n_с(1–S) = 1500(1– 0,05) = 1425 об/мин, (2.4)

где S = 0,05 – коэффициент скольжения [2].

3. Кинематический и силовой расчет привода транспортера

Общее передаточное отношение привода

u_O = n_g/n = 1425/111 = 12,8. (2.1)

Передаточное число передачи

u₂ = u_O/u₁ = 12,8/2,8 = 4,6. (3.2)

Частоты вращения валов привода

n_{1 =} n_a = 1425 об/мин, (3.3)

n₂ = n₁/u₁ = 1425/2,8 = 509 об/мин, (3.4)

n₃ = n₂/u₂ = 509/4,6 = 111 об/мин. (3.5)

Вращающие моменты на валах привода

Т₁ = 9,55·N_g /n_g = 9,55·2,2·10³/1425 = 8,4 Нм, (3.6)

Т₂ = Т₁·u₁ = 8,4·2,8 = 24 Нм, (3.7)

Т₃ = Т₁·u₂ = 24·4,6 = 110 Нм. (3.8)

Мы видим, что момент на выходном валу редуктора, рассчитанный по формуле (3.11) меньше предельного.

4. Расчет цепной передачи

Расчет осуществляем в соответствии с алгоритмом, приведенным в [2].

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.5) [2]

Вращающий момент на ведущей звездочке

T₃ = 11010³ Н мм (см. раздел 2)

Передаточное число было принято ранее (см. раздел 2)

u₂ = 4,6 (см. раздел 3)

Число зубьев:

ведущей звездочки

z₂ = 31 – 2u₂ = 31 – 24,6 = 21,8

ведомой звездочки

z₃ = z₂u₂ = 21,84,6 = 100,3

принимаем

z₂ = 22 z₃ = 100

фактическое

u₂ = z₃/z₂ = 100/22 = 4,55 (4.1)

Рассчитываем коэффициент нагрузки

K_Э = k_Дk_ak_Hk_pk_ck_П = 1,25111,251,51 = 2,34 (4.2)

где k_Д = 1,25– динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

k_a = 1 – учитывает влияние межосевого расстояния (k_a = 1 a  (30…60)t)

k_H = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров ( = 45);

k_p = 1,25 – учитывает способ регулировки натяжения цепи (при периодическом регулировании натяжения цепи);

При периодической смазке k_c = 1,5; k_П = 1 – учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе [5].

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₂ = 509 об/мин (см. раздел 2 ).

Среднее допускаемое давление при n  300 об/мин [p] = 20 МПа (табл. 7.18) [2]

Шаг однорядной цепи (m = 1)

мм (4.3)

Подбираем по таблице цепь ПР–19,05 – 31,8 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q = 31,8 кН; линейную массу q = 1,9 кг/м ; А_ОП = 105,8 мм²

Скорость цепи

v = z₂tn₂/6010³ = 2219,05509/6010³ = 2,4 м/с

Окружная сила

F_t = N₂/v = 2,1310³/2,4 = 846 H

N₂ = N_g_Р = 2,20,97 = 2,13 кВт – мощность на выходном валу редуктора

Давление в шарнире проверяем по формуле

p = F_tK_Э /A_ОП = 8462,34/105,8 = 18,9 МПа

Уточняем по таблице 7.18 допускаемое давление [p] = 20(1 + 0,01(z₂ – 17)) = 20(1 + 0,01(25 – 17)) = 21,8 МПа. Условие p < [p] – выполнено. В этой формуле табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм

Определяем число звеньев цепи по формуле

L_t = 2a_t + 0,5z_ + ²/a_t = 250 + 0,5122 + 12,4²/50 = 164,1 мм (4.4)

a_t = a/t = 50; z_ = z₂ + z₃ = 22 + 100 = 122

 = (z₃ – z₂)/2 = (100 – 22)/23,14 = 12,4

Округляем до четного числа L = 164 мм

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

(4.5)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния но 0,4 % т.е. на 9660,004 = 4 мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

d_2Д = t/sin(180/z₂) = 19,05/sin(180/22) = 152 мм

d_3Д = t/sin(180/z₃) = 19,05/sin(180/100) = 437 мм

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

D_e2 = t(ctg(180/z₂) + 0,7) – 0,3d₁ = 19,05(ctg(180/22) + 0,7) – 0,311,91 = 161 мм

D_e3 = t(ctg(180/z₃) + 0,7) – 0,3d₁ = 19,05(ctg(180/100) + 0,7) – 0,311,91 = 446 мм

Где d₁ = 11,91 мм – диаметр ролика цепи (табл. 7.15) [5].

Силы, действующие на цепь:

Окружная F_t = 846 H – определена выше.

От центробежных сил F_v = qv² = 1,92,4² = 12,8 H, где q = 1,9 кг/м (табл. 7.15) [2].

От провисания

F_f = 9,81k_fqa_ц = 9,811,51,90,966 = 27 H

Где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45

Расчетная нагрузка на валы

F_B = F_t + 2F_f = 846 + 221 = 888 H

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

s = Q/(F_tk_Д + F_v + F_f) = 6010³/(8461,25 + 12,8 + 27) = 55

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] = 8,9 (табл. 7.19 [5]) следовательно, условие s > [s] – выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Диаметр ступицы звездочки d_c = 1,6d₂ = 1,635 = 56 мм

Длина ступицы звездочки l_c = (1,2…1,5)d₂ = 1,535 = 52,5 мм

Толщина диска звездочки 0,93B_BH = 0,9311,91 = 11,1 мм

B_BH = 11,91 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена (табл. 7.15) [2].

Размеры ведомой звездочки:

Диаметр ступицы звездочки d_c = 1,6d_Б = 1,635 = 56 мм

Длина ступицы звездочки l_c = (1,2…1,5)d₂ = (1,2…1,5)35 = 42…53 мм