3. Оптимізація приводної станції розподільного конвеєра
3.1 Кінематичний розрахунок рк
В загальному випадку кінематичний розрахунок РК сортування ПВ включає в себе розрахунок необхідних сил і моментів на приводному валу (барабані), якщо вони задані в явній формі, наприклад, у вигляді тягового зусилля, визначаючий потужність електродвигуна конвеєра, а також числа оборотів приводного валу, загального передавального числа проміжних передач, числа зубів проміжних передач. При цьому перераховані параметри залежать від обраного електродвигуна і редуктора з урахуванням необхідної потужності і моменту. Швидкість транспортування поштових вантажів в РК:
,
м/с
, м/с
lш = 1000 мм=1м
Крок тяги ланцюга t =54
Число зубів ведучої зірки конвеєра Z = 79
Число
оборотів приводного валу
,
,
де
,
де
,
D=54∙79/3,14=
1358 мм.
Для розрахунку загального передавального числа приводної станції РК, при цьому враховуючи , що при виборі двигуна з більшою частотою обертання вала , наприклад 3000 об / хв , конструкція передачі ускладниться , а вартість двигуна низька; а при виборі двигуна з низькою частотою ( 750 об / хв ) , конструкція спрощується , вартість двигуна висока . При цьому доцільно вибирати двигун з середнім значенням ( 1000 об / хв) відповідно розрахунок потужності приводу - відповідає необхідній потужності. Тип двигуна 4А1100Л6, потужність :2,2кВт.
Загальне передавальне число приводної станції становить:
=
1000/8,63 = 116,58
Тип відповідного редуктора з передавальним числом: ip
Передавальне число проміжної ланцюга визначається з рівності:
,
таким чином
Вибираємо число зубів ведучої зірочки ПЦП з умови Z1>11
Число зубів веденої зірочки ПЦП становить:
Z2 = iпцп · Z1=5,81∙11=64
Умови обмеження діаметра в уникнення злітання ланцюга виконується.
3.2 Оптимизація проміжних передач розподільного конвеєра (рк)
У загальному випадку оптимізація приводних станцій розподільних конвеєрів ПОМ та УСТП допускає їх попередній узагальнюючий кінематичний розрахунок, в результаті якого по заданій продуктивності конвеєра визначається швидкість його тягового органу (ланцюг, стрічка), число обертів приводного валу (зірочки, барабана), загальне передавальне число. Після цього вибирається тип електродвигуна по заздалегідь розрахованій середній, максимальній та, бажано, оптимальній потужності приводу, вибирається відповідний тип редуктора, звичайно передавальне число r=40 або 20. Після чого виконується розрахунок передавального числа проміжної ланцюгової передачі та виконується попередні й вибір ведучої та відомої зірочки ПЦП. Після цих попередніх розрахунків виконується детальний розрахунок параметрів ПЦП, які включають: оптимізацію числа зубців зірочок ПЦП (детальний розрахунок ПЦП), розраховується довжина в ланцюгу (геометрична і в кроках – кількості ланок), розраховується міжосьова відстань зірочок z1,z2 (ведучої та відомої), розраховується відрізок прогинання ланцюга для зменшення зношення ланцюга. Після чого виконується аналіз надійності ланцюгової передачі, які включають в себе розрахунок швидкості ланцюга (перевірка умови, швидкість ланцюга менше 10 м/с), а також припустиму кількість ударів зубців (ланок) при забіганні ланки на зірочку. Далі виконується перевірка правильності вибору ланки з використанням таких характеристик, як обертальний момент на валу приводної зірочки, коефіцієнт експлуатації ланцюга, який враховує умови праці ланцюга (1, 2, 3 – зміни), ти її мастила, а також конструкцію ланцюгової передачі вертикально або горизонтально положенню ланцюга.
Після цього виконується перевірка ланцюга на міцність з урахуванням виконання напрацювання 10 тис. год. Особливу увагу слід приділити оптимізації значення кроку ланцюга – його необхідно мінімізувати, так як крок визначає масу ланцюга та її вартість, а з іншого боку – зменшення кроку зменшує міцність ланцюга (її розвантажене навантаження): для УСТП – 1-5 тон вибирається по таблиці при розрахунку міцності ланцюга.
В загальній схемі міцність передавального приводу до 25 кВт, ланцюгові передачі, як правило, встановлюють тихохідної ступені. Для цього приймаються ланцюги з кроком t від 12,7 до 50,8 мм. Крок – основний параметр, від якого залежать основні розміри та характеристики приводного ланцюга [2,3].
Перевагами ланцюгової передачі є достатньо високий ККД, забезпечення постійності передавального числа, можливість передачі обертання декільком валам за допомоги одного ланцюга, зменшення навантаження на вали у порівнянні з ремінними передачами. Тип ланцюга визначається швидкістю ланцюга та характером діючих навантажень. Зубчасті ланцюги працюють більш плавно, безшумно, краще сприймають ударне навантаження та допускають велику швидкість, ніж роликовий ланцюг. Типи ланцюгів та їх параметри встановлюються стандартами.
Розташовувати ланцюгові передачі слід так, щоб лінії, які з’єднують центри зірочок складали з горизонтальною лінією кут не більше 45°. Якщо це виявляється неможливим, то необхідно передбачати пристрій для регулювання натягу.
Уникнення великих динамічних навантажень швидкість ланцюга обмежується. Число зуб’їв меншої зірочки виявляє істотне діяння на працю та довговічність ланцюгового приводу: зі зменшенням кількості зуб’їв зірочки збільшується навантаження в шарнірах ланцюга, які знаходяться в зачепленні із зірочкою, що знижує плавкість праці передачі.
Міжосьова відстань передачі роликової ланцюгом :
• оптимальне значення С1 = ( 30 /50) t , мм ( 3.2.1)
• максимальне Аmax = 80t
• мінімальна Аmin :
при i < 3 , Аmin = ( Dl1 + Dl2 ) + ( 30 / 60 ) , мм
при i = 3 - 4 , Аmin = 1,2 ( Dl1 + Dl2 ) , мм
при i = 4 - 5 , Аmin = 1,3 ( Dl1 + Dl2 ) , мм
при i = 6 - 7 , Аmin = 1,5 ( Dl1 + Dl2 ) , мм ( 2.2) ,
де Dl1 , Dl2 - діаметри зовнішніх кіл зірочок по ГОСТ 392-81 . 1 лютому .
Dl
= t(Кз+КЭ
–
)
( 3.2.2)
де Кз - коефіцієнт зубця , яка залежить від числа зубів зірочки : (для приводяться роликових ланцюгів Кз = 0.7)
- коефіцієнт числа зубів
KЭ
= ctg
;
геометрична
характеристика зачеплення
,
де DЦ
- діаметр елемента зачеплення ланцюга
для роликових ланцюгів.
7 . діаметр ролика d 1 .
Число зубів малої зірочки :
- оптимальне
Z
=29 — 2i
(3.2.3)
де i - передавальне число;
- мінімальна
допустима при
м
/ с; r = 11 /13 ( 3.2.4)
Число зубів веденої зірочки :
Z2 = Z1i (3.2.5)
Z2 не повинно бути більше 120 , тому що зі збільшенням r2 зростає небезпека зіскакування ланцюга.
Довжина замкнутої ланцюга виражена в кроках ( неокругленні значення):
(3.2.6)
де
-
орієнтована відстань між центрами
зірочок в кроках ;
-
допоміжна величина , a - попередня
міжосьова відстань між центрами зірочок
(Аmin або Аопт).
Остаточне розрахункове значення ATР між центрами зірочок визначається у вигляді :
,
(3.2.7)
де
-
допоміжна величина (отриманий результат
не слід округляти!) .
При розрахунку передачі треба округлити до цілого числа (бажано парного, щоб уникнути встановлення перехідного з'єднувального ланки) .
Довжина замкнутого ланцюга між осями кінцевих шарнірів або замкнутого ланцюга в мм:
(3.2.8)
Величина на яку слід зменшити міжосьову відстань АTP , в цілях отримання попередньої значення провисання (неодружена ланцюг гілки повинна вільно провисати, для цього при монтажі передачі необхідно передбачити можливість зменшення міжосьової відстані або пристрій натягнення ланцюга) , визначається у вигляді :
(
3.2.9)
де f = 0,02 *аtp - значення стріли провисання для проміжної ланцюгової передачі горизонтального типу з кутом нахилу до 45 і f = 0,1 ... 0,15 для проміжної ланцюгової передачі вертикального типу з кутом нахилу більше 45.
Приймаємо вихідну
орієнтовану оптимальну міжосьову
відстань ПЦП
,
де t
– крок ПЦП(крок тягового ланцюга).
Приймаємо крок ланцюга ПЦП t=25,4.
Звідси:
Кількість зуб’їв відомої та ведучої зірочок, відповідно. Z2 та Z1, розраховані вище в розділі «Кінематичний розрахунок» складають:
Z1=11; Z2=64
Довжина ланцюга в мм складає:
де
Довжина замкнутого ланцюга, яка виражена в кроках:
ланок
Перевірочний розрахунок довжини ланцюга:
,
що є більшим, ніж
на 8 см.
Розрахункова міжосьова відстань:
