Подъемно-транспортные машины. 2
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧЕРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
Воронежская
государственная
Кафедра деталей машин и
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
Студент:_________________
подпись, дата
Группа:__________________
Руководитель проекта:_________
Проект допущен к защите:______________ Оценка____________
Защита состоится:_____________
Воронеж 2011
Задание №1
Выдано:
Спроектировать ленточный
Дано: , т/ч
, м/с
, м
,
Материал-глина
Ключевые слова: конвейер, производительность, передача, лента, барабан, привод, редуктор, электродвигатель, расчет.
В курсовом проекте был
спроектирован горизонтальный ленточный
конвейер для транспортирования
глины с винтовым натяжным устройством.
Разработана конструкция
1.Введение……………………………………………………
2. Расчет конвейера……………………………………
3.Общий кинематический анализ………………………………………15.
4. Расчет открытой
цилиндрической передачи…………………
5. Расчет вала…………………………………………………
6.Заключение………………………………………………
7. Библиографический список………………
Ленточные конвейеры являются наиболее распространенными типам и транспортирующих машин непрерывного действия во всех отраслях промышленности. Их применяют в основном технологическом процессе ряда деревообрабатывающих отраслей, в частности в лесопилении, производстве плиты, в мебельном и фанерном производстве. Широко их используют для транспортирования щепы, технологических дров, строительных материалов, для погрузки отходов в транспортные средства т.д.
Ленточные конвейеры отличаются высокой производительностью (до 30-40 тыс. т/ч), простой конструкции, малой материалоемкостью, надежностью в работе и удобством в эксплуатации, относительно небольшой расход энергии. Они бывают: горизонтальные ( ) наклонные ( ), комбинированные.
В качестве грузонесущих органов ленточных конвейеров применяют ленты тканевые, прорезиненные, проволочные и стальные. Основными параметрами ленты являются: ширина, обеспечивающая при данной скорости ее движение, производительность конвейера и толщина или число прокладок, обеспечивающих ее прочность. Лента на рабочей ветви конвейера в зависимости от конструкций опор приобретает плоскую или желобчатую форму.
В некоторых конвейерах различают: приводные, натяжные и отклоняющие, служащие для изменения направления движения ленты, барабана. Чем больше диаметр барабана, тем меньше напряжение от изгиба ленты и тем больше срок ее службы. Конвейеры могут иметь следующие виды приводов: единичный головной или двух барабанный, раздельный (на головном и хвостовом барабанах) и комбинированный, а также много приводные, чтобы лента под влиянием собственной силы тяжести и веса груза не провисала, на раме конвейера устанавливают поддерживающие роликоопоры: плоские однорядные для перемещения несущих грузов многороликовые опоры для перемещения насыпных грузов.
Для создания в ветвях ленты натяжения применяют натяжные устройства: винтовые и грузовые, лебедочные и грузо-лебедочные.
1. Расчет конвейера.
3
Рисунок 1. Схема к расчету ленточного конвейера.
При транспортировании насыпных грузов ширину ленты конвейера определяют по формуле:
, м
Где Q – производительность конвейера, т/ч;
V – скорость ленты, м/с;
- насыпная плотность груза, т/ ;
- коэффициент, учитывающий влияние угла естественного откоса груза;
- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона конвейера.
, м
Принимаем конвейерную ленту тип 2 шириной 800 мм по ГОСТу из нитей БКНЛ-150 с прочностью ткани 150 Н/мм, которые имеют максимальную допустимую рабочую нагрузку Н/м.
B=800 мм скорость должна быть:
Определяем погонную массу груза:
, кг/м
Толщина ленты:
Где Z – количество тканевых прокладок;
- толщина тканевых прокладок, мм;
- толщина резиновой обкладки рабочей поверхности ленты, мм;
- толщина резиновой обкладки нерабочей поверхности, мм;
Погонная масса ленты:
Диаметр роликовых опор принимаем
Расстояние между роликовыми опорами:
Рабочей ветви
Холостой ветви
Погонная масса вращающихся частей роликовых опор:
Движущая сила конвейера:
, Н
Где - обобщенный коэффициент местных сопротивлений, зависит от длины конвейера, м;
- коэффициент сопротивления движению рабочей ветви ленты;
- коэффициент сопротивления движению холостой ветви ленты;
Н=0 – высота подъема груза;
g – ускорение свободного падения, м/ ;
Максимальное статическое
Необходимое число прокладок в ленте:
Где максимально допускаемая рабочая нагрузка прокладок, Н/м;
, что меньше принятого z=3;
Диаметр приводного барабана:
Принимаем по ГОСТу мм.
Диаметр натяжного барабана:
мм
Принимаем по ГОСТу мм.
Производим тяговый расчет конвейера методом обхода по контуру.
Натяжение в т.1 принимаем неизвестным .
Сопротивление на холостом участке 1-2:
Н
Натяжение в т.2:
Натяжение в т.3:
Сопротивление на рабочем участке 3-4:
, Н
Н
Натяжение в т.4
Согласно уравнению Эйлера,
Где f - коэффициент сцепления между лентой и барабаном.
Уточняем необходимое число прокладок:
Что меньше z=3,
Движущая сила конвейера:
Минимальное натяжение ленты:
Где - погонная масса груза, кг/м;
- погонная масса ленты, кг/м;
- расстояние между роликовыми
опорами рабочей ветви
Фактические значения в требуемый предел не входит, поэтому требуется пересчет.
Принимаем
Натяжение в т.2:
Натяжение в т.3:
Уточняем необходимое число прокладок:
Что меньше z=3,
Движущая сила конвейера:
Попадает в рассчитанный промежуток:
Правильность выбора диаметра приводного барабана:
Длина приводного и натяжного барабанов:
Мощность электродвигателя при коэффициенте запаса; ,
Выбираем электродвигатель 4А112М443:
; ; ; ; ;
Частота вращения приводного барабана:
Где - диаметр приводного барабана, мм
V – скорость ленты;
Необходимое передаточное отношение:
Крутящий момент на валу электродвигателя ( на быстроходном валу редуктора):
Крутящий момент на тихоходном валу редуктора при
Выбираем редуктор: тип Ц3У-200; передаточное отношение ; крутящий момент на тихоходном валу Нм; ; m=186 кг.
Уточняем:
А) скорость ленты:
Б) Частота вращения приводного барабана:
В) мощность электродвигателя:
Г) производительность конвейера:
Где - коэффициент, учитывающий угол естественного откоса груза;
Проверка электродвигателя на пуск:
1) момент статических сопротивлений,
2) динамический момент от вращающихся масс:
Где – время пуска;
3) динамический момент от поступательно движущихся масс:
4) момент в период пуска:
5) коэффициент перегрузки:
Где - номинальный момент двигателя;
[ ] – допускаемое значение коэффициента перегрузки (для выбранного электродвигателя).
Выбор тормоза. Расчетный тормозной момент:
Где - КПД барабана;
- коэффициент уменьшения сопротивления конвейера;
Тормозной момент на валу электродвигателя:
Так как получается отрицательный тормозной момент, то устройство самотормозящееся. Поэтому тормоз выбирать не нужно.
Расчет величины натяжного устройства. Натяжное устройство принимаем винтовое. Расчетная величина натяжного устройства.
где и - натяжение в наибольшей и сбегающих ветвях ленты на натяжном барабане;
Усилие действующее на один винт:
Допускаемое напряжение на растяжение:
[ ]=0.6
[ ]=
Внутренний диаметр резьбы винта:
Принимаем винт М14
p=2 мм – шаг;
d= 14 мм – внешний диаметр;
- внутренний диаметр;
- средний диаметр;
- угол подъема;
2. Общий кинематический анализ.
Необходимое передаточное отношение
Принимаем передаточное отношение открытой цилиндрической передачи
Подбираем редуктор, тип редуктора: Ц2У-160; передаточное отношение ; крутящий момент на тихоходном валу Нм; ; m=95 кг.
Угловая скорость рассчитывается по формуле:
- КПД муфта;
Подбор муфты осуществляется по вращающему моменту:
Где - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации:
Выбираем муфту упругую втулочно-кольцевую.
[T] = 63 Нм
3. Расчет открытой цилиндрической передачи.
Основным критерием работоспособности передачи является прочность зубьев на изгиб. Находим min величину модуля с последующим определением через него основных геометрических параметров. Из кинематического расчета известно, что число оборотов шестерни открытой передачи равно числу оборотов редуктора т.е. число оборотов колеса равно числу оборотов выходного вала . По аналогии вращающий момент на валу шестерни . Передаточное число u = 3.07.
3.1. Время работы передачи.
Где L – срок службы в годах;
- коэффициент использования года;
- коэффициент использования суток;
Открытые передачи выполняют обычно прямозубыми, с твердостью . Для изготовления шестерни принимаем сталь 45 с твердостью , улучшенную, ;для изготовления колеса сталь 45 HB 176…217, нормализованную
3.2. Допускаемые напряжения изгиба:
[ ]
где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий
- коэффициент долговечности;
Базовый предел выносливости материала шестерни.
Материал колеса:
Коэффициент долговечности при :
Где - эквивалентное число циклов при переменном режиме нагрузки.
Где m = 6;
- наибольший, но не max при кратковременных перегрузках момент, передаваемый колесом в течение часов работы при частоте вращения
Зубьев колеса:
Тогда:
Принимаем
Допускаемое напряжение:
Материала шестерни,
Материала колеса,
3.3. Допускаемые предельные напряжения изгиба при HB<350:
Материала шестерни:
Материал колеса,
3.4. Частота вращения шестерни рекомендуемое минимальное число шестерни Число зубьев колеса определяется:
Принимаем
3.5. Коэффициенты формы:
Зубьев шестерни,
Зубьев колеса,
3.6. Сравниваем отношения:
Поэтому расчеты ведем по и
3.7. Минимальную величину модуля определяем:
Где - вспомогательный коэффициент;
- вращающий момент на валу, мм;
- коэффициент ширины относительно диаметра;
По ст. СЭВ 310-76 принимаем из 1-го ряда m = 8 мм
3.8. Определяем необходимое для дальнейших расчетов геометрические параметры:
Делительный диаметр шестерни,
Делительный диаметр колеса,
Межосевое расстояние,
, что не соответствует СТ
СЭВ 229-75. В связи с тем что
передача специальная,
Определяем ширину венца колеса,
, по ГОСТу
3.9. Окружная и радиальная сила,
3.10. Окружная скорость,
Назначаем 9-ю степень точности изготовления передачи.
3.11. Для предотвращения установленного износа зубьев передачи выполняют сравнение расчетного напряжения допускаемости :
Где - коэффициент учитывающий форму зубьев; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев; - коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Коэффициент динамической нагрузки,
Удельная динамическая сила:
Удельная окружная сила:
Фактическое напряжение изгиба:
Условие прочности Выполняется условие.
3.12. Проверочный расчет на изгиб при максимальной нагрузке:
Условие прочности,
- выполнено.
3.13.Определим остальные
геометрические параметры
Диаметр вершин зубьев,
Шестерни:
Колеса:
Диаметр впадин зубьев:
Шестерни:
Колеса:
Ширина зубчатого венца шестерни:
по ГОСТу 6636-69: принимаем
4. Расчет вала.
Рисунок 2. Привод ленточного конвейера.
Из расчета ленточного конвейера:
Из кинематического расчета крутящий момент на валу приводного барабана:
Из расчета открытой цилиндрической передачи:
Окружная сила , радиальная сила
4.1. Компоновка вала.
Рисунок 3. Схема компоновки вала.
- расстояние между колесом и подшипником, мм
- расстояние между подшипником и барабаном, мм
- длина подшипниковой опоры,
- длина ступицы колеса,
Предварительно рассчитываем
диаметр выходного участка
- допускаемое напряжение
С участком ослабления ступица шпоночного паза увеличим d на 5…10%
Длина ступицы:
Выбираем подшипник радиальный однорядный средней серии 312, имеющие ширину
Вторая компоновка вала
Равнодействующая сила оси набегающей и сбегающей сил:
4.2. Приближенный расчет вала.
Реакции опор в горизонтальной плоскости:
Проверка:
Реакции опор в вертикальной плоскости:
Проверка:
Изгибающие моменты и эпюры в горизонтальной плоскости:
Строим эпюры изгибающих моментов. Изгибающие моменты и эпюры в вертикальной плоскости:
Строим эпюру изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящего момента.
Т=2296.5 Нм
Суммарные реакции опор и суммарные изгибающие моменты:
- максимальная радиальная сила нагружающая подшипник.
Максимальный суммарный изгибающий момент под барабаном, поэтому эквивалентный момент:
Диаметр вала в основном сечении:
Где - допускаемое напряжение изгиба, МПа
Под подшипник диаметр вала будет на 5мм меньше,
Выбираем подшипники радиальные однорядные средней серии 316: мм; D=170 мм; мм.
Выбор шпонок (берем призматические) производится по d вала: для d=85мм b=22мм, ее высота h=12мм, глубина паза мм.
Выполняем схему вала:
Рисунок 5. Эскиз вала.
4.3. Уточненный расчет вала.
Определяем коэффициент запаса прочности 1-1 (под барабаном max изгибающих моментов и имеется концентратор напряжения – шпоночный паз). Принимаем материал вала: сталь 40Х. Предел прочности ;
- предел выносливости по нормальным напряжениям;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Где - коэффициент концентрации напряжений для шпоночного паза;
- коэффициент шероховатости;
- максимальный фактор; - коэффициент симметрии цикла; - амплитуда цикла нормальных напряжений
Так как нет осевых сил,
Коэффициентом запаса прочности по касательным напряжениям:
Где - коэффициент напряжений для шпоночного паза; - коэффициент шероховатости; - масштабный фактор при кручении; - коэффициент ассиметрии цикла; - амплитуда цикла и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Где - момент сопротивлению кручения,
Общий коэффициент запаса прочности:
4.4. Подбор и расчет подшипников качения.
Для однорядных радиальных
шарикоподшипников
Где V – коэффициент вращения; - влияние нагрузки на подшипник; - t-й коэффициент; - суммарная реакция опоры.
Долговечность определяется:
Где n – частота вращения вала;
c – динамическая грузоподъемность.
P=3
4.5. Проверка прочности шпонок.
Выбранные шпонки проверяем по напряжениям смятия:
Где Т – вращающий момент, Нм;
h – высота шпонки, мм;
Следовательно шпонка будет прочной.
В результате расчетов спроектирован горизонтальный ленточный конвейер для транспортирования опилок ( ), длиной 35 м, имеющий производительность 187.6 Т/ч при скорости ленты; 0.55 м/с. Использовано винтовое натяжение устройств с винтами М8.
Для привода применен двигатель 4А112М443, имеющий мощность 5.5 кВт и частоту вращения 1445 , упругая муфта МУВГ, двухступенчатый редуктор Ц2У-160 (u=22.4), и открытая цилиндрическая передача (u=3.12).
Проверены: проектировочный и проверочный расчет указанной передачи, определен модуль зацепления m=8 мм. Спроектирован приводной барабан с расчетом шпоночных соединений. Подобраны радиальные шариковые подшипники 316, с долговечностью 49074,52 ч.
1. Александров М.П. Грузоподъемные машины. – М: Высш. шк. 2000 – 552с.
2. Детали машин: Атлас
конструкции (под ред. Д.
3. Иванов П.Ф., Детали машин – М: Высш. шк, 2000 – 583с.
4. Проектирование механических передач (С.А. Чернавский, Ф.А. Слесарев, Б.С. Козинцов и др. – М: Машиностроение, 1984 – 560с.
5. Карамышев В.Р., расчет передач зацепления: Учебное пособие. Воронеж 1994 – 114с.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., конструирование узлов деталей машин – М.: Высш. шк., 2000 – 447с.
7. Карамышев В.Р. Расчет конвейеров: Учебное пособие. Воронеж: ВГЛТА. 1998 – 199с.
