Электромеханический привод ленточного конвейера

МИНИСТЕРСТВО СВЯЗИ И ИНФОРМАТИЗАЦИИ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ Учреждение образования

" ВЫСШИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОЛЛЕДЖ СВЯЗИ"

ФАКУЛЬТЕТ ЭКОНОМИКИ И ПОЧТЫ КАФЕДРА ОРГАНИЗАЦИИ И ТЕХНОЛОГИИ ПОЧТОВОЙ СВЯЗИ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине

«ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ ПОЧТООБРАБАТЫВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ»

Выполнила студентка гр. ПС-962 Г. А. Вакулко Минск 2012

СОДЕРЖАНИЕ Введение

1. Описание привода ленточного транспортера

2. Выбор электродвигателя и расчет его мощности

3. Кинематический расчет редуктора

4. Геометрический расчет редуктора

5. Выбор опор валов

6. Расчет времени разгона и выбега привода Литература Приложение, А Уточненная кинематическая схема привода Приложение Б Компоновочная схема редуктора

ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсового проекта является проектирование электромеханического привода (ЭМП) ленточного транспортёра по заданной скорости движения ленты транспортера и момента нагрузки на валу. Основные вопросы, относящиеся к проектированию ЭМП, являются общими для разных видов приводов. При проектировании ЭМП необходимо решить следующие задачи:

— правильно выбрать двигатель, рассчитав его необходимую мощность;

— найти общее передаточное отношение редуктора и разбить его по ступеням;

— рассчитать параметры кинематической схемы редуктора;

— рассчитать время разгона и выбега привода.

Электромеханическая система состоит из электродвигателя, передаточного механизма и при необходимости управляющих устройств. Электромеханический привод (ЭМП) (электродвигатель и передаточный механизм) обеспечивает требуемое движение почтообрабатывающего оборудования. Передаточный механизм (редуктор) связывает электродвигатель с исполнительным механизмом. Исполнительный механизм создает нагрузку на выходном валу редуктора.

В зависимости от характера работы ЭМП бывает нерегулируемый и регулируемый или следящий. Нерегулируемый привод обеспечивает требуемое движение устройств, для которых характерен продолжительный режим работы при номинальных характеристиках.

Регулируемый или следящий ЭМП предназначен для работы в автоматических системах. Для него характерны повторно-кратковременные режимы работы, большая частота пусков и реверсов, наличие управляющих устройств.

1. ОПИСАНИЕ ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА Электромеханическая система состоит из электродвигателя, передаточного механизма и при необходимости управляющих устройств. Электромеханический привод (ЭМП) (электродвигатель и передаточный механизм) обеспечивает требуемое движение почтообрабатывающего оборудования. Передаточный механизм (редуктор) связывает электродвигатель с исполнительным механизмом. Исполнительный механизм создает нагрузку на выходном валу редуктора.

В зависимости от характера работы ЭМП бывает нерегулируемый и регулируемый или следящий. Нерегулируемый привод обеспечивает требуемое движение устройств, для которых характерен продолжительный режим работы при номинальных характеристиках.

Регулируемый или следящий ЭМП предназначен для работы в автоматических системах. Для него характерны повторно-кратковременные режимы работы, большая частота пусков и реверсов, наличие управляющих устройств.

Согласно 5 варианту задания на рисунке 1 приведена кинематическая схема привода с цилиндрическим двухступенчатым соосным редуктором.

Рисунок 1 — Кинематическая схема привода где:

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор (I, II, III — валы);

4 — муфта;

5 — барабан приводной;

6 — лента транспортера.

Также заданы следующие условия:

Синхронная скорость вращения электродвигателя — 1000 об/мин.

Диаметр барабана транспортера — 320 мм.

Момент инерции:

— нагрузки, приведенный к валу III редуктора Ј_н=10Ј_р;

— ротора двигателя Ј_д=0,1Ј_р;

— муфты 2 Ј_м=0,05Ј_р, где Ј_р — приведенный к валу I момент инерции редуктора.

Скорость движения ленты транспортёра V=0,9, м/с.

Момент нагрузки на валу II Мн=60, Н? м.

В данном приводе ленточного конвейера осуществляется последовательная передача работы (мощности).

Электродвигатель 1 и редуктор 3 соединены между собой муфтой 2. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещены элементы зубчатой передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники. Вращательное движение через муфту, соединяющую вал электродвигателя 1 и вал шестерни (Z₁) быстроходной ступени, придается промежуточному валу II. Далее вращение передается через тихоходную ступень ведомому валу III. Через муфту 4 вращение передается на вал барабана 5. Вращающийся барабан приводит конвейер в рабочее состояние. Необходимое сцепление транспортной ленты 6 с приводным барабаном 5 для перемещения грузов обеспечивает натяжной барабан.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАССЧЕТ ЕГО МОЩНОСТИ

Предварительный выбор электродвигателя заключается в установлении типа и серии двигателя. При выборе серии электродвигателя в первую очередь следует установить, для каких целей предназначен двигатель. Серия электродвигателя будет зависеть от того, в каком электромеханическом приводе он будет использоваться, а также от режима работы электропривода. Вместе с этим следует установить источник электропитания и род тока. Выбор конкретного типа двигателя производится с учетом требуемой мощности.

Основные рекомендации по выбору электродвигателя сводятся к следующему.

Для нерегулируемого привода длительного действия желательно выбирать двигатель, имеющий большой ресурс работы, высокий КПД и заданную механическую характеристику. Если необходима высокая стабильность скорости вращения, то применяют синхронные двигатели переменного тока или двигатели постоянного тока с регуляторами скорости. Для нерегулируемого привода кратковременного или повторно кратковременного действия выбирают двигатели с небольшим ресурсом работы, но с большими значениями пусковых моментов. Такими двигателями являются высокоскоростные двигатели постоянного тока со скоростью вращения 9000 — 12 000 об/мин. Применять двигатели с меньшей скоростью целесообразно тогда, когда срок службы высокоскоростного двигателя меньше, чем заданный ресурс работы привода.

В регулируемом приводе применяют электродвигатели с минимальным значением величины электромеханической постоянной времени и максимально допустимой частотой пусков и реверсов: исполнительные двигатели постоянного и переменного токов. При этом лучше выбирать двигатели со скоростью вращения 2500 — 4500 об/мин. Однако при малых скоростях снижается КПД двигателя, увеличиваются его габариты и масса.

Анализ перечисленных требований позволяет наметить необходимую серию, а выбор конкретного типа электродвигателя производится с учетом требуемой мощности. Выбор двигателя по мощности заключается в установлении номинального значения его мощности Р_Ном, которое должно быль больше или равно расчетному значению мощности Р на валу двигателя.

Исходными данными для выбора двигателя является его расчетная мощность Р_д. Если ЭМП работает при постоянной нагрузке Мн, мощность двигателя определяют по формуле:

(Вт) (1)

где Мн — момент нагрузки на выходном валу редуктора в Н*м;

щ_вых — угловая скорость выходного вала редуктора, рад/с;

k — коэффициент запаса, учитывающий необходимость преодоления динамических нагрузок в момент разгона, (k= 1,05…1,1);

з_о — суммарный коэффициент полезного действия редуктора и муфты 2.

Скорость выходного вала редуктора неизвестна, но ее можно найти через заданную скорость V движения ленты транспортера, так как вал приводного барабана транспортера имеет ту же угловую скорость, что и выходной вал редуктора:

(рад/с) (2)

где d_б — диаметр приводного барабана транспортера, м.;

V — скорость движения ленты транспортера, м/с.

Скорость выходного вала редуктора в об/мин соответственно равна

(об/мин) (3)

(об/мин) или (рад/с).

Суммарный коэффициент полезного действия равен:

(4)

где з_Р — коэффициент полезного действия редуктора, учитывающий потери мощности в опорах и местах передачи движения (зубчатых зацеплениях);

з_М — коэффициент полезного действия муфты 2.

Суммарный коэффициент ЭМП по формуле (4) для данного варианта задания равен:

(5)

где з_М — коэффициент полезного действия муфты;

з_Р — коэффициент полезного действия редуктора;

з_П — коэффициент полезного действия пары подшипников качения (три вала — три пары подшипников з_п³);

з_Ц — коэффициент полезного действия цилиндрической зубчатой передачи Рассчитаем коэффициент полезного действия механической передачи:

Требуемую мощность двигателя найдем по формуле 1:

На основании полученных данных выбираем электродвигатель АИР71В6/920 с номинальной мощностью Р=0,55 кВт, со скоростью вращения 920 об/мин.

Основными характеристиками электродвигателя являются:

— потребляемый ток при напряжении;

— номинальная частота вращения;

— номинальный момент;

— габаритные размеры;

— масса;

— кпд.

3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА Кинематический расчет — разбивка общего передаточного отношения по ступеням. Учитывая, что тип передачи выбран, выбор кинематической схемы механизма состоит в определении числа ступеней.

При определении числа ступеней и распределении общего передаточного отношения по ступеням необходимо учитывать требования, предъявляемые к механизму и условия работы.

Необходимое передаточное число редуктора і_p определим по формуле:

(6)

Передаточное отношение, которое можно воспроизвести одной парой зубчатых колес, равно:

(7)

где n₁, щ₁ (n₂, щ₂) скорости вращения первого (второго) зубчатого колеса соответственно в об/мин или рад/с; z₁, (z₂) — число зубьев первого (второго) зубчатого колеса.

Рекомендуемые значения передаточного отношения для двухступенчатой цилиндрической зубчатой передачи i = 8…40;

Общее передаточное отношение привода разбивают по отдельным ступеням (оно равно произведению передаточных отношений отдельных ступеней).

(8)

где i_б, i_т — передаточные отношения соответственно быстро-и тихоходной ступеней.

Для нашего двухступенчатого зубчатого редуктора это две последовательно расположенные цилиндрические зубчатые передачи.

Подставив имеющиеся данные в формулу (6) получим:

.

Произведем разбивку i_р по ступеням привода. Так как i_р известно, то из таблицы рекомендуемых передаточных отношений быстроходной и тихоходной ступеням i_б=4,1, i_т=4,1.

Произведем проверку соответствия табличных данных расчетным по следующей формуле:

Это значение почти соответствует заданному. Отклонение составило. Значит, в наших расчетах данное условие выполняется.

Из исходных данных имеем:

Пусть Z1=Z3=20, отсюда определим Z2 и Z4:

Рассчитаем частоту вращения и угловые скорости ведущего, промежуточного и ведомого валов, причем i₁=i_б; i₂=i_т.

Для ведущего вала:

Для промежуточного вала:

Для ведомого вала:

4. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА Коэффициент полезного действия редуктора равен:

(9)

где Р_вых, Р₁ — мощность в Вт на выходном и ведущем валах редуктора;

щ_вых, щ_ном — соответственно угловые скорости в рад/с выходного и ведущего вала (вала I) редуктора;

М_н, Т₁ — соответственно момент нагрузки (крутящий момент на выходном валу) и крутящий момент на ведущем валу в Н? м.

Рассчитаем вращающие (крутящие) моменты на валах редуктора. Крутящий момент на выходном валу равен моменту нагрузки, т. е. Т_III=М_н=60 Н^.м.

Крутящий момент на валу I рассчитаем по формуле:

(10)

Подставим имеющиеся данные:

Крутящий момент на валу II рассчитаем по формуле:

(11)

Определимся с типами зубчатых передач редуктора: быстроходная ступень — цилиндрическая прямозубая; тихоходная ступень — также цилиндрическая прямозубая. Далее необходимо определиться с материалом зубчатых колес. Для изготовления шестерни и колеса примем наиболее распространенную Сталь 45 с термообработкой — улучшение. Выберем для шестерни среднюю твердость 280НВ₁; для колеса — 250НВ₂ при диаметре заготовки шестерни D80 мм; при предлагаемой ширине заготовки колеса S80 мм.

Зубчатые колеса ступени, находящиеся в зацеплении, имеют одинаковый модуль m, который определяют из расчетов на прочность. Расчет модуля для прямозубой цилиндрической передачи произведем исходя из условия прочности зубьев наиболее нагруженного колеса (меньшего колеса — шестерни). Размеры модуля стандартизированы .

Значение модуля зацепления в зависимости от рассчитанного передаваемого крутящего момента и материала колес для прямозубого колеса с числом зубьев z=20 определим по рисунку 1.

Определенный модуль зацепления должен быть округлен до ближайшего большего стандартного значения. Величины рекомендуемого ГОСТом модуля зацепления (в мм) приведены ниже:

1-й ряд 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8.

2-й ряд 0,55; 0,7; 0,9; 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,9.

1^й ряд предпочтем 2-му.

Из рисунка 1 мы определили модуль первого ряда равен 1,4 (по ГОСТу 1,5), и модуль второго ряда равен 1,9 (по ГОСТу 2). Для последующих расчетов модуль равен 2 (с запасом прочности).

Рисунок 1 — Графическая зависимость m=f (T) для прямозубых нереверсивных передач (z=20)

Длительный диаметр для прямозубого колеса:

(12)

Определим делительный диаметр по данной формуле для шестерни и колеса соответственно:

;

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи равно полусумме делительных диаметров колеса d_к и шестерни d_ш.:

(13)

Определим межосевое расстояние между валами:

Ширина венца в цилиндрического зубчатого колеса определяется по формуле:

(14)

где коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния принимают в зависимости от положения колес относительно опор: при несимметричном расположении = (0,25…0,4).

Поставим имеющиеся данные в формулу 14 и получим ширину венца:

Диаметры вершин d_а и впадин d_f зубьев цилиндрических зубчатых колес определяются по следующим формулам:

(15)

(16)

где h_а — высота головки зуба (h_а = m);

h _f — высота ножки зуба (при m1,0 h _f = 1,25m; при m<1.0 h _f = 1.35m).

Диаметр вершин шестерни и колеса соответственно равен:

Диаметр впадин шестерни и колеса соответственно равен:

Рассчитаем диаметры валов по следующей формуле:

(17)

где Т — крутящий момент Н? мм;

[] - допускаемое напряжение материала вала на кручение в МПа.

Используя формулу (17) рассчитаем диаметры валов:

— диаметр вала I ;

— диаметр вала II

— диаметр вала III

Кинематический и геометрический расчеты редуктора представляют в уточненной кинематической схеме привода.

5. ВЫБОР ОПОР ВАЛОВ Подбор подшипников можно произвести ориентировочно по диаметрам валов. Внутренние диаметры подшипников принимают не менее рассчитанных диаметров валов. Выбор типа (радиальный, радиально-упорный и т. д.) производят исходя из кинематической схемы редуктора. Обычно подбирают подшипники легкой или средней серии. Для прямозубых цилиндрических передач рекомендуют радиальные, для цилиндрических косозубых, червячных — радиально-упорные подшипники.

Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные предназначены для восприятия комбинированных: радиальных и осевых нагрузок (косозубые, конические и червячные передачи), действующих на вал. Одинарный радиально-упорный подшипник может воспринимать осевую нагрузку, действующую в одном направлении. Подшипники, смонтированные попарно, воспринимают осевые усилия, действующие в обоих направлениях.

По данным для валов можно принять подшипники шариковые радиальные однорядные с внутренним диаметром 12,17,30 мм соответственно каждому валу, с параметрами представленными в таблице 1.

Таблица 1 — Подшипники шариковые радиальные однорядные

6. РАСЧЕТ ВРЕМЕНИ РАЗГОНА И ВЫБЕГА ПРИВОДА Для механизмов, режим работы которых характеризуется периодическими остановками, необходимо при проектировании редуктора стремиться обеспечить минимальное значение приведённого к валу электродвигателя момента инерции. Уменьшение приведённого момента инерции редуктора будет способствовать уменьшению инерционных нагрузок, которые в некоторых случаях могут значительно превышать статические нагрузки на опоры редуктора.

Приведенный момент инерции двигателя определим по формуле:

(18)

где J_р — приведенный к входному валу момент инерции редуктора, кг*м²;

J_м — момент инерции муфты, кг*м²;

J_д — момент инерции двигателя, кг*м²;

J_н — момент инерции нагрузки, приведенного к выходному валу редуктора, кг*м²;

— скорость вращения выходного и входного вала редуктора, рад/с².

Момент инерции редуктора, приведенный к валу электродвигателя равен:

(19)

где J₁, J₂, J₃ — моменты инерции первого, второго, третьего валов, кг*м².

i₁₂, i_р — передаточное отношение между входным и выходным валами редуктора.

Моменты инерции всех валов определим по формуле:

(20)

где m, r — соответственно масса и радиус тела.

Масса вращающегося симметричного тела радиусом r и длиной l равна:

(21)

где с — плотность стали, равная 7,8*10³ кг/м³.

Момент инерции для ведущего, промежуточного и ведомого валов будем рассчитывать по формуле:

(22)

Момент инерции зубчатого колеса с числом зубьев Z будем рассчитывать, при этом учитывая, что. Значит, после преобразования, момент инерции будет иметь следующий вид:

(23)

Рассчитаем момент инерции для ведущего вала:

Для определения J_вала и J_z1 применим формулы (22) и (23). Подставив данные, получим:

Рассчитаем момент инерции для промежуточного вала:

Для определения J_валаII, J_z2, J_z3 применим формулы (22) и (23). Получим:

Рассчитаем момент инерции для ведомого вала:

.

Для определения J_валаIII, J_z4 применим формулы (22) и (23).

Подставим имеющиеся данные в формулу (18). Получим:

Значит, момент инерции, приведенный к валу электродвигателя, равен Произведем расчет времени разгона и останова электродвигателя.

Время движения от начала до окончания движения рабочего звена называют полным временем движения.

Обычно режим движения связывают с движением вала электродвигателя.

Различают следующие режимы движения:

— разбег — процесс движения от начала движения до номинальной скорости.

— установившийся режим — движение с постоянной или незначительно изменяющейся скоростью.

Время разгона системы определяется по формуле:

(24)

где Т_м — электромеханическая постоянная системы, которая определяется по формуле:

(25)

где М_п, М_ном — соответственно пусковой и номинальный моменты выбранного электродвигателя, Н^.м;

Jпр.- приведенный момент инерции системы (кг?м2).

Так как, а из таблицы известно, что, значит, Подставив имеющиеся данные в формулу (24), получим:

Время останова системы (при отключении электродвигателя) равно:

(26)

где М_н — момент нагрузки на выходном валу, Н^.м;

— приведенный к валу электродвигателя момент нагрузки, Н^.м.

Найдем время останова и разгона электродвигателя. Подставим имеющиеся данные в формулу (26) и (24). Получим:

.

электромеханический привод транспортер редуктор

1. М. И. Фролов Техническая механика: Детали машин — Учеб. для машиностр. спец. техникумов. — 2-е изд., доп.-М.: Высш. Шк., 1990. — 352 с.: ил.

2. М. С. Мовнин, А. Б. Израелит, А. Г. Рубашкин Руководство к решению задач по технической механике. Учебн. пособие для техникумов. М., «Высшая школа», 1977. — 400 с. с ил.

3. Г. М. Ицкевич, Б. Б. Ланич Курсовое проектирование деталей машин. Учебно — справочное пособие — 5-е изд., стереотипное — М.; Машиностроение, 1965 — 596 стр.

ПРИЛОЖЕНИЕ А

УТОЧНЕННАЯ КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА ПРИВОДА с цилиндрическим двухступенчатым соосным редуктором

ПРИЛОЖЕНИЕ Б КОМПОНОВОЧНАЯ СХЕМА ПРИВОДА С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ СООСНЫМ РЕДУКТОРОМ