Расчет привода ленточного конвейера

Содержание

 

 
_{Введение}

 

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам, частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ клиноременной передачи.

 

_{1. Кинематический и силовой расчет привода}

 

Выбор электродвигателя и редуктора

_{1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа}

 

Мощность P_4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

 

,

 

где F_t - окружное усилие, Н;

v_t - окружная скорость, м/с (см. рис.1).

 

_{1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя}

 

Расчетная мощность на валу двигателя Р_1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

 

,

 

гдеη - общий КПД привода равный

 

 

η₁ - КПД открытой клиноременной передачи, η₁ = 0,95 [1, табл.1] ;

η₂ - КПД быстроходной ступени закрытой зубчатой конической передачи, η₂ = 0,96;

η₃ - КПД тихоходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи η₃ = 0,97;

 

 

При этом:

 

_{1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя}

 

Частота n₄, мин^-1, вращения вала:

 

 

гдеD - диаметр барабана ленточного конвейера, мм;

 

 

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 - компенсирующая муфта; 5 - узел барабана.

 

Частота n₁, мин^-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:

 

,

 

гдеi - передаточное отношение привода,

 

i₁ - передаточное отношение открытой ременной передачи, i₁=2…3 [1, табл.1] ;

i₂ - передаточное отношение первой ступени закрытой зубчатой коническо-цилиндрической передачи, i₂=2…3;

i₃ - передаточное отношение второй ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи, i₃=3…6;

По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:

 

_{1.4 Выбор электродвигателя}

 

Исходя  из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель - АИР100L2 (рис.2). Мощность Р_ДВ = 5,5 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин^-1. Номинальная асинхронная частота вращения n₁ вала вычисляется по формуле:

 

 

Где n_c - синхронная частота вращения, мин^-1, n_c=3000 мин^-1 [2] ; S - относительное скольжение вала,%, S=5%;

 

 

Проверим условие работоспособности  при пуске:

 

 

где - кратность пускового момента двигателя ;

 - кратковременных пиковых перегрузок в приводе, =1,5;

2,31 > 1,5 - условие выполняется.

 

Рисунок 2 - Эскиз электродвигателя АИР100L2 IM1081

 

_{1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора}

 

Передаточное отношение привода  i вычисляется по формуле:

 

,

 

 

Подставив, значения получим:

 

 

Назначаем передаточное отношение  i₁ открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию:

 

 

Подставив значения, находим i₁: i₁=2,65.

Таким образом, передаточное отношение редуктора i_p вычисляем следующим образом:

 

 

Округляем значение передаточного  отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных  коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 i_p = 14. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно:

 

 

Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

 j = 1, 2…k-1,где k - порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);

 

 

Связь между  частотой вращения предыдущего и  последующего валов выражаются зависимостью:

 

 j = 1, 2…k-1,

 

Тогда частота вращения 2-го вала будет равна:

 

 

Вращающие моменты вычислим по формуле:

 j = 1,2…k,

 

Вычислим  вращающие моменты на всех валах:

 

 

Вычисленные параметры запишем в таблицу.

 

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Вращающий момент Т, Нм
1	5.5	2850	18.43
2	5.22	989.58	50.38
4	4.86	72.79	638.94

 

Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный коническо-цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера КЦ1-200 Т_вых = 750 Нм при n_вх = 1000 мин^-1.

 

Рисунок 3 - Эскиз редуктора

 

_{2. Выбор муфты}

 

Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания, выбираем компенсирующую цепную однорядную муфту по ГОСТ 20742-81, рассчитанную на максимальный вращающий момент равный 1000 Нм, допускающая угловое смещение осей соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 0,5 до 1,2 мм.

Эти муфты отличает возможность  использования серийно изготовленных  цепей, небольшие габаритные размеры, простота монтажа без осевых смещений соединяемых валов, способность компенсировать радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений деталей муфты и наличия зазоров. Из-за наличия в цепных муфтах значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с большими динамическими нагрузками.

 

Рисунок 4 - Эскиз муфты.

 

_{3. Проектирование открытой передачи}

_{3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ}

 

По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.

Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах.

 

_{4. Проектирование исполнительного органа}

_{4.1 Проектный расчет вала}

 

Принимаем минимальный диаметр  вала равным диаметру выходного конца  редуктора. d = 45 мм.

Диаметр цапф вала в местах установки  подшипников d_П, мм определяем по формуле:

 

 

где t₂- глубина паза в ступице, мм, t₂ = 3,8 мм.

 

 

для более лучшего торцевого  фиксирования муфты примем: d_П = 60 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм < d_БП< 71,0 мм) примем d_БП =70 мм:

Диаметр цапф вала в местах установки  барабана примем: d_В = 65 мм.

_{4.2 Подбор подшипников и шпонок}

 

Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под муфту:

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:

высота шпонкиh = 9 мм;

ширина шпонкиb = 14 мм;

длина шпонкиl = 70 мм;

глубина паза валаt₁ = 6 мм;

глубина паза ступицыt₂ = 3,8 мм.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 60 мм:

высота шпонкиh = 11 мм;

ширина шпонкиb = 18 мм;

длина шпонкиl = 100 мм;

глубина паза валаt₁ = 7 мм;

глубина паза ступицыt₂ = 4,4 мм.

 

Рисунок 6 - Эскиз шпоночного соединения.

 

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические  двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 - 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.

диаметр отверстияd_П = 60 мм;

диаметр внешнего кольцаD = 110 мм;

ширина подшипникаВ = 22 мм;

координата фаскиr = 2,5 мм;

динамическая радиальная грузоподъёмностьC_r = 30,0 кН;

статическая радиальная грузоподъёмностьC_0r = 16,0 кН.

 

Рисунок 7 - Эскиз подшипника.

_{4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту}

 

Окружная сила действующая на барабан  со стороны ремня задана в техническом задании: F_t = 3500 Н

Сила натяжения ремня на ненагруженной  стороне равна:

 

S₂ = 0,25^. F_t =0,25^.3500 = 875 Н

 

Сила натяжения на нагруженной  стороне равна:

 

S₁ = F_t + S₂ = 3500 + 875 = 4375 Н

 

Общая сила, действующая на барабан  со стороны ремня:

 

Q = S₁ + S₂ = 875 + 4375 = 5250 Н

 

Из уравнения моментов найдем силы F_A и F_В:

 

 

Так как схема нагружения симметричная то F_A = F_В = 2625 Н.

В нашем случае на вал действуют  сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:

 

 

Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

 

Т_D = 638,94 Нм

М_D = 0,111.2625 = 291,38 Нм

Тогда:

 

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

 

 

где d_D - Диаметр вала в сечении D, мм.

Тогда:

 

 

Рисунок 8 - Расчетная схема вала исполнительного органа

 

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

 

 

где K_р- коэффициент режима работы, K_р = 1,8;

[σ_и] - допускаемое напряжение изгиба, МПа.

 

 

где σ_Т- предел текучести материала (Сталь 40Х), σ_Т = 640 МПа;

[n] - коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:

 

 

25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, - условие выполняется.

_{4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность}

 

F_r = F_A = F_В = 2625 Н;

 

Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

е- коэффициент осевого нагружения, е = 0, 19;

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

 

P_r = VXF_rK_БK_Т,

 

гдеV- коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

К_Т- температурный коэффициент, К_Т = 1;

К_Б- коэффициент безопасности, К_Б = 1,3.

P_r = 1.1.2625^.1,3.1 = 3412,5 Н.

Определяем по уровню надёжности и  условиям применения расчётный ресурс подшипника:

 

 

гдеa₁- коэффициент долговечности, a₁ = 1;

a₂₃- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a₂₃ = 0,3;

 

 

Сравниваем с требуемым ресурсом = 9500, ч:

 

 

Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 - годен.

_{4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения}

_{4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту}

Условие работоспособности шпонки вала:

 

 

гдеТ- передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d- диаметр вала, d = 45 мм;

l_р- рабочая длина шпонки, мм: l_р = l - b = 70 - 14 = 56 мм;

k- глубина врезания шпонки, мм: k = h - t₁ = 9 - 5,5 = 3,5 мм.

[σ_см] -допускаемое напряжение смятия, [σ_см] <180 МПа.

 

144,5 МПа < 180 МПа

 

условие выполняется.

_{4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном}

Условие работоспособности шпонки вала:

 

 

гдеТ- передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d- диаметр вала, d = 60 мм;

l_р- рабочая длина шпонки, мм: l_р = l - b = 100 - 18 = 82 мм;

k- глубина врезания шпонки, мм: k = h - t₁ = 11 - 7 = 4 мм.

[σ_см] -допускаемое напряжение смятия, [σ_см] <180 МПа.

 

 

64,9 МПа < 180 МПа - условие выполняется.

Шпоночное соединение показано на рисунке 6.

 

_{Список  использованных источников}

 

1. Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. - Челябинск: ЧГТУ, 1992.
2. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 477с., ил.
4. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника, 1991. - 384 с.: ил.
5. Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. - Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. - 67 с.
6. Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. - Челябинск: ЧГТУ, 1986. - 61 с.
7. Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. - 94 с.
8. Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. - 94 с.