Привод к ленточному конвееру

Выбираем сечение ремня по номограмме [1, рис. 5.2, с. 86] в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом, равной номинальной мощности двигателя (P = 1,1 кВт) и его частоты вращения (n = 955 об/мин). В нашем случае при P <2,0 кВт рекомендуется использовать ремни нормального сечения. Тип ремня – О.
Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min мм, по [1, табл. 5.4, с. 87] в зависимости от вращающего момента на валу (Т = 11 Нм) и выбранного типа ремня. В нашем случае d1min=63 мм.
Зададимся расчетным диаметром ведущего шкива d1. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d1 на 1…2 порядка выше d1min из стандартного ряда. По [1, табл. К40, с. 448] принимаем d1=80 мм.
Определим диаметр ведомого шкива d2 по формуле:
d2=d1∙u∙1-ε (5.1)
где u – передаточное число ременной передачи. u=2,5.
ε=0,01…0,02 – коэффициент скольжения. Примем ε=0,015.
d2=80∙2,5∙1-0,015=197 мм.
Округляем полученное значение до ближайшего стандартного — d2=200 мм.
Определяем фактическое передаточное число uф:
uф=d2d1∙1-ε=20080∙1-0,015=2,538.
Отклонение ∆u от заданного u:
∆u=uф-uu∙100%=2,538-2,52,5∙100%=1,52%<3%.
Условие выполняется.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние a, мм:
a≥0,55∙d1+d2+h (5.2)
где hH – высота сечения клинового ремня. Согласно [1, табл. К31, с. 440] для нормального сечения и типа ремня О — h=6 мм.
a≥0,55∙80+200+6=160 мм.
Определяем расчетную длину ремня l, мм:
l=2∙a+π2∙d1+d2+d1+d224∙a (5.3)
l=2∙160+3,142∙80+200+80+20024∙160=882,1 мм.
Значение l округляем до ближайшего стандартного значения по [1, табл. 31, с. 440]. Принимаем l=900 мм.
Уточняем значение межосевого расстояние по стандартной длине ремня:
a=18∙2∙l-π∙d1+d2+2∙l-π∙d1+d22-8∙d2-d12
a=18∙2∙900-3,14∙80+200++2∙900-3,14∙80+2002-8∙200-802=222 мм.
Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива α1:
α1=180°-57°∙d2-d1a (5.4)
α1=180°-57°∙200-80222=149,2°.
Угол α1 должен быть ≥120°. Условие выполняется.
Определяем скорость ремня v, м/с:
v=π∙d1∙n160∙103≤v (5.5)
где d1 и n1 – соответственно диаметр ведущего шкива, мм, и его частота вращения, об/мин;
v – допускаемая скорость. Для клиновых ремней v=25 м/с.
v=3,14∙80∙95560∙103=4мс.
Так как v=4мс< v=25 м/с – условие выполняется.
Определяем частоту пробегов ремня U по формуле:
U=vl≤U (5.6)
где U=30с-1 – допускаемая частота пробегов.
U=40,9=4,44 с-1.
Условие выполняется.
Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем Pп, кВт:
Pп=P0∙Cp∙Cα∙Cl∙Cz (5.7)
где P0 – допускаема приведенная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт. Согласно [1, табл. 5.5, с. 89] Для клинового ремня типа О, длине ремня до 1320 мм и диаметром ведущего шкива 80 мм при скорости от 3 до 5 м/с, методом интерполирования находим:
P0=0,43+0,62-0,435-3∙4-3=0,525.
Поправочные коэффициенты принимаются по [1, табл. 5.2, с. 82].
Cp – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы. При работе с умеренными колебаниями Cp=0,9. Учитывая, что работа привода будет двусменной, необходимо понизить данный коэффициент на 0,1. То есть Cp=0,8.
Cα – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве. Cα=0,92.
Cl – коэффициент отношения расчетной длины ремня к базовой.
При lрlб=9001320=0,68, значение коэффициента равно 0,91.
Cz – коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи. Для 4-х ремней Cz=0,9.
Подставив данные в формулу (5.7) получим:
Pп=0,525∙0,8∙0,92∙0,91∙0,9=0,316 кВт.
Определим количество ремней:
z=PномPп=1,10,316=3,48.
Принимаем z=4.
Определим силу предварительного натяжения F0 по формуле:
F0=850∙Pном∙Clz∙v∙Cα∙Cp (5.8)
F0=850∙1,1∙0,914∙4∙0,92∙0,9=64 Н.
Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft:
Ft=Pном∙103v=1,1∙1034=275 Н.
Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей:
F1=F0+Ft2∙z=64+2752∙4=98,4 Н.
F2=F0-Ft2∙z=64-2752∙4=29,6 Н.
Определим силу давления ремней на вал Fоп:
Fоп=2∙F0∙z∙sinα12=2∙64∙4∙sin149,2°2=494 Н.
Проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей части ветви σmax:
σmax=σ1+σи+σv≤σp 5.9
где σ1 – напряжение растяжения, МПа;
σ1=F0A+F12∙A (5.10)
где A – площадь сечения ремня, мм2. Согласно [1, табл. К31, с. 440] A=47 мм2.
σ1=6447+98,42∙47=2,41 МПа.
σи – напряжения изгиба, МПа.
σи=Eи∙hd1 (5.11)
где Eи=80…100 МПа – модуль продольной упругости при изгибе. Принимаем равным 90 МПа.
σи=90∙680=6,75 МПа.
σv – напряжения от центробежных сил.
σv=ρ∙v2∙10-6 (5.12)
где ρ – плотность материала ремня. Для клиновых ремней ρ=1250…1400 кг/мм3. Принимаем ρ=1300 кг/мм3.
σv=1300∙42∙10-6=0,02 МПа.
σp – допускаемое напряжение растяжения. Для клиновых ремней σp=10 МПа.
Подставив все значения в формулу (5.9) получим:
σmax=2,41+6,75+0,02=9,18 МПа.
Так как σmax=9,18 МПа <σp=10 МПа – условие выполняется.
Таблица 7 – Параметры клиноременной передачи.
Параметр Значение Параметр Значение
Тип ремня Клиновой Частота перебегов ремня U
4,44 с-1
Сечение ремня О Диаметр ведущего шкива d1
80 мм
Количество ремней z
4 Диаметр ведомого шкива d2
200 мм
Межосевое расстояние a
222 Максимально напряжение σmax
9,18 МПа
Длина ремня l
900 Предварительное натяжение ремня F0
64 Н
Угол обхвата малого шкива α1
149,2°
Сила давления ремня на вал Fоп
494 Н