Выбор электродвигателя привода конвейера.

 

Подбор электродвигателя произведён согласно рассчитанных в п3.1:

крутящего момента, мощности и передаточного числа привода по приведённой ниже методике [1]. Выполнен в программе: Компас-3D V6 и представлен в приложении 2.

В зависимости от выбранных параметров выполняется расчет мощности выходного звена привода:

Мощность рабочей машины:

 

, (3.22)

 

где T - вращающий момент тягового органа рабочей машины, Н*м

w - угловая скорость тягового органа рабочей машины, рад^-1

, (3.23)

 

п - заданная частота вращения тягового органа рабочей машины,мин^-1..

Расчет КПД привода

На данном шаге выполняется расчет КПД передачи.

 

 h_общ=h₁*h₂*h₃*h_N,, (3.24)

 

где h₁,h₂,h₃,h_N, - КПД отдельных ступеней привода.

Мощность электродвигателя

 

, (3.25)

 

Частота вращения двигателя

 

, (3.26)

 

где U - передаточное отношение привода,

d- допустимое отклонение скорости выходного вала.

 

3.2. Кинематический расчёт

 

Момент статического сопротивления на валу электродвигателя в момент его пуска рассчитывается по формуле:

 Т_ЭО= , Н×м, (3.27)

 

где F_мах - максимальное тяговое усилие цепи, Н;

 D_Зв -делительный диаметр приводной звёздочки, мм;

 u_Ф - фактическое передаточное число передачи;

 h_Ч, h_рп - кпд червячного редуктора и ремённой передачи соответственно;, h_Ч=0,4, h_рп=0,97.

Максимальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора и ведущих звёздочках привода:

 

Т_БО=Т_ЭО*h_Ч*h_Ц*u_Ф,, Н×м (3.28)

 

Редуктор привода принимается при условии соответствия передаточного числа и Т_расч≤Т_ред,,Н*м. (3.29)

Расчёты выполнены в программе Mathcad 2000 Professional и представлены в приложении 3.

 

3.3. Выбор муфты

 

[Т]≥Т_ред*К₁*К₂, (3.30)

 

где [Т]-допустимый крутящий момент муфты,;[Т]=5600 Н*м

Т_ред- крутящий момент на валу редуктора,;Т=2756 Н*м

К₁- коэффициент ответственности передачи; К₁=1,0

К₂- коэффициент режима работы (равномерный); К₂=1,0

Т_ред*К₁*К₂=2756, Н*м

Условие [Т]>Т_ред выполнено, следовательно выбранная муфта принимается окончательно.

3.4 Расчёт клиноремённой передачи.

 

 Расчёт клиноремённой передачи произведён по методике, приведённой ниже [1].

 

Выбор сечения ремня

Р -Мощность двигателя.

и -Передаточное число передачи

п -Частота вращения вала двигателя.

Режим работы - лёгкий.

 

ПВ=25%, L = лет, К =0,9,К =0,6,

 

По номограмме рис. 9,4 [1,266] для заданных условий выбирается тип ремня

По таблице 9.4 [1,263] получаем характеристики ремня:

 

L, W, Т,А, т.

 

Определяем диаметры шкивов: для повышения ресурса работы передачи рекомендуется устанавливать меньший шкив с расчётным диаметром d₁ >d_min;

Диаметр ведомого шкива:

 

d₂ =d₁ *u₁, (3.31)

 

 Уточняем передаточное отношение с учётом относительного

 скольжения s=0,01:

 

 u_ф =d₂/(d₁*(1-s)), (3.32)

Определяю межосевое расстояние

 

а_min =0.55(d₁ +d₂)+T₀, (3.33)

а_max =d₁ +d₂, (3.34)

 

Принимается промежуточное значение а_w = мм

Определяю расчётную длину ремней

 

 , (3.35)

 

Принимаю L мм из стандартного ряда длин.

Уточняем межосевое расстояние

 

, (3.36)

 

w=0.5p (d₁+d₂), (3.37)

, (3.38)

 

Для установки и замены ремней предусматриваю возможность уменьшения а на 2%, т.е. на 9 мм, а для компенсации удлинения во время эксплуатации предусматриваю возможность увеличения а на 5,5%, т.е. на 25 мм. Определяю угол обхвата ремнями ведущего шкива, ° ¢ ²

 

 a₁=180-57((d₂-d₁)/a_w, (3.39)

 

Определяем коэффициенты:

угла обхвата С₀ =0,92 [1,267];

режима работы С_р =1,1 [1,табл 9.7];

длины ремня С_L =0,88 [1,табл9.6]

Предварительно принимается Z по данным [1, 267] С_Z =0,9.

 

По [1, табл 9,5] нахожу номинальную мощность Р для ремня сечением:

L, d, i, n, Р.

 

Определяем расчётную мощность,

 

Р_р =Р₀*(С_v*C_l)/C_p, кВт (340)

 

определяем число ремней

 

Z¢ =Pдв/Р_рС_z; (3.41)

 

Окончательно принимаем Z

 

Определяю натяжение каждой ветви одного ремня S,Н.

Предварительно определяю окружную скорость ремней V

 

 , м/с (3.42)

 

По данным на [1, 267]: q =0,3

 

, Н (3.43)

 

Определяю силу,действующую на вал

F =2S₀ Zsin(a/2), Н (3.44)

3.5 Расчёт шпонок приводного вала.

 

Расчёт шпонок приводного вала произведён по методике, изложенной ниже [24].

 

Выбранную по диаметру вала шпонку проверяют на смятие:  

 

, (3.45)

 

где Т - передаваемый крутящий момент, Н*мм;

d - диаметр вала, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм;

при скруглённых концах l_p=l-b

b - ширина шпонки, мм;

[s]_СМ - допускаемое напряжение смятия: при стальной ступице и спокойной нагрузке [s]_СМ=80÷220 МПа; при чугунной - вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки [s]_СМ - на 25÷40% ниже.

3.6 Расчёт подшипников натяжной станции.

 

3.6.1 Расчёт реакций опор натяжного вала.

Расчётная схема вала

рис.3.3

 

Расчёт реакций опор по оси Х, т.к. по оси Х сил нет, то расчёт не производим.(рис.3.3)

Расчёт реакций опор по оси У¢, смещённой относительно оси У на 5,5° вверх:Sу=0

 

-R_AY¢+Р_нат+Р_нат-R_BY¢=0, (3.46)

 

Т.к. силы расположены симметрично, то реакции опор в точках А и В будут равны.

 ,Н (3.47)

, Н

 

Расчёт реакций опор по оси Z:Sz=0

 

R_AZ¢-Р_Ц-Р_в-Р_Ц+R_BZ¢=0, (3.48)

 

Т.к. силы расположены симметрично, то реакции опор в точках А и В будут равны.

 

 ,Н (3.49)

,Н.

 

По полученным значениям построим эпюры нагружений и изгибающих моментов, рис 1.

По результатам расчётов реакций опор выполняем выбор подшипников.

 

3.6.2 Выбор подшипников.

Расчёт подшипников натяжной станции произведён по методике, изложенной ниже [24]. Номинальная долговечность подшипников:

 

, ч. (3.50)

где С - динамическая грузоподъёмность по каталогу;

 Р - эквивалентная нагрузка;

 Р - показатель степени, для шарикоподшипников р =3, для роликоподшипников р=10/3.

Для однорядных радиальных шарикоподшипников и однорядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников эквивалентная нагрузка

 

Р=(ХVF_r+YF_a)K_sK_T; при ; (3.51)

Р=VF_r K_sK_T; при , (3.52)             

 

Эквивалентная нагрузка для однорядных и двухрядных подшипников с короткими цилиндрическими роликами (без бортов на наружном или внутреннем кольце)

 

Р=VF_r K_sK_T,

 

где V - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца V=1; при вращении наружного кольца V=1.2;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_T - температурный коэффициент;

K_s - коэффициент перегрузки;

F_r - радиальная нагрузка на подшипник.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

1. Кохан Л.С., и др. Механическое оборудование заводов цветной металлургии: Ч.2 Механическое оборудование цехов для производства цветных металлов. - М.: Металлургия, 1988.328с.

2. Кравчик А.Э., Шлаф М.М. и др., Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник - М.: Энергоиздат, 1982. 504 с.

3. Басов А.И., Ельцов Ф.П. Справочник механика заводов цветной

 металлургии. - М.: Металлургия, 1981.525 с.

4. Лихачев В.Л. Электродвигатели асинхронные. - М.: СОЛОН-Р, 2002.304 с.

5. Ножненко А.В., Данилов Л.И. и др. Выбор и эксплуатация редукторов на металлургических предприятиях: Справочное издание.- М.: Металлургия, 1983.126 с.

6. Поляков В.С., Барбаш И.Д., и др.. Справочник по муфтам 2-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, 1979. 224 с.

7. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач.-М.: Машиностроение, 1984.562 с.

Гроссман Л.П. Технико-экономическое обоснование проектных решений: Методические указания по дипломному проектированию. - Екатеринбург: ГОУ УГТУ-УПИ, 2002. 21 с.

12345

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: