Курсовая работа: Расчёт ленточного транспортёра
⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
ВЯТСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ
Кафедра сопротивления материалов и деталей машин
1. Энергетический и кинематический расчет привода
1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
1.4 Определение частоты вращения валов
1.5 Определение крутящего момента на валах
3.1 Расчет червяка тихоходного вала
3.2 Расчет быстроходного вала червяка
4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
4.2 Расчет подшипников тихоходного вала
5.1 Расчёт шпоночного соединения на входном валу
5.2 Расчёт шпоночного соединения на выходном валу
5.3 Расчёт шпоночного соединения червячного колеса с валом
7. Выбор и обоснование способа смазки передачи и подшипников
В задании на данный курсовой проект приведёна схема ленточного конвейера с натяжным устройством, а также схема приводной станции к нему. Приводная станция включает в себя электродвигатель, червячный редуктор и установочную платформу. В данном случае в качестве платформы будет применяться сварная рама.
Электродвигатель крепиться непосредственно к редуктору, это снижает габариты станции и её металлоёмкость.
В требовании перечислены основные технические характеристики: окружное усилие на барабане, скорость ленты конвейера, график нагрузки, срок службы, которые должны быть обеспечены при проектировании.
Ленточные конвейеры являются весьма распространённые транспортирующими машинами, применяемые в самых различных областях народного хозяйства для перемещения разнообразных штучных и насыпных грузов.
Широкое применение ленточные конвейеры получили для межоперационного транспортирования грузов в поточном производстве, для транспортирования в линейных целях (подача земли), в шахтном хозяйстве, для подачи топлива и зерна на элеватор и т. п.
Ленточные конвейеры отличаются высокой производительностью, простотой конструкции, малой массой, надёжностью в работе, относительно небольшим расходом энергии.
1. Энергетический и кинематический расчёт привода
Определение потребляемой мощности электродвигателя
где Р э
- потребляемая мощность электродвигателя;
F t
– усилие на цепи конвейера, кН;
ף об
– общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.
где ף ч
– КПД червячной передачи ף ч
= 0,8;
Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя
гдеu черв
- рекомендуемое значение передаточного отношения червячной передачи ;
n в
- частота вращения приводного вала, мин. -1
n э
– предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин -1
Где D-диаметр барабана ленточного конвейера, м;
Принимаем значения передаточного числа:
По найденным значениям Р э
и n э
выбираем электродвигатель:
Электродвигатель АИР 90LB8. ТУ 16-525564-84
Исполнение IM3081, P э
= 1,1 кВт, n э
= 695 об./мин.
1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:
где n э
- номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин. -1
Т.к. в приводе нет ремённой или цепной передачи, то:
Выбираем стандартное придаточное отношение:
Передаточное число не превышает допускаемого отклонения.
Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя
1.4 Определение частоты вращения валов
Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.
1.5 Определение крутящего момента на валах
Крутящие моменты на валах определяются по формуле:
где T i
- крутящий момент на i-ом валу, Н • м;
n - частота вращения i-ого вала, мин -1
T 1
= 9550 ּP 1
/n 1
= 9550 ּ1,1/695 = 15,12 Н ּ м
T 2
= 9550 ּP 2
/n 2
= 9550 ּ0,88/22,06 =380,96 Н ּ м
Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1 являются исходными данными для последующих расчетов передач.
Выбор материала и термической обработки червяка и колеса
Червяк: Сталь 40Х, Термообработка: цементация и закалка ТВЦ, твёрдость 45 HRC, шлифование и полирование.
где V 5
– скорость скольжения, м/с.
Назначаем материал II группы БрА9Ж3Л. Способ отливки ц – центробежный
Колесо менее прочное, следовательно по нему и определяем напряжения.
t Σ
= 5·365·0,80·24·0,29=10161,6 час.
Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
Определение допускаемых напряжений на изгиб
σ в
– предел выносливости на растяжение, Мпа;
N FE
– эквивалентное число циклов нагружения.
N FE
= 60·n 1
·t Σ
·(a 1
b 1
9
+ a 2
b 2
9
+…+ a i
b i
9
), (2.5)
где a i
,
b i
– коэффициенты с графика нагрузки.
N FE
= 60·22,06·10161,6·(0,0005·1,5 9
+ 0,5·1 9
+0,5∙0,5 9
)=8,7·10 6
Назначение числа заходов червяка и числа зубьев колеса
Z 2
=2·31,5=32 – число зубьев колеса.
Назначение коэффициента диаметра червяка
q
Назначаем из стандартного ряда q=14. ГОСТ 19672-74.
Определение межосевого расстояния
a w
q 1
– коэффициент диаметра червяка, для передачи без смещения q 1
=q=8
где К β0
– начальный коэффициент концентрации нагрузки.
Принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 2144-76 а w
= 125мм.
Согласуем со стандартным рядом ГОСТ 2144-76 m=6,3мм.
принадлежит допустимому интервалу 0,7.
Определение геометрических размеров червяка и колеса
Делительный диаметр d 1
=m·q (2.11)
Начальный диаметр d w
1
=m(q+2x) (2.12)
Диаметр вершин витков d a
1
=d 1
+2m (2.13)
Диаметр впадин d b
1
=d 1
-2,4m (2.14)
Длина нарезной части червяка b 1
(11+0,06Z 2
)m(2.15)
b 1
(11+0,06·32)·6,3=81,4 принимаем b 1
=82мм.
Делительный диаметр d 2
= m·Z 2
(2.16)
Диаметр вершин зубьев в среднем сечении d a
2
=m(Z 2
+2+2x) (2.17)
d a
2
=6,3·(32+2+2·(-0,16))=212,2мм
Наибольший диаметр колеса d am
2
d a
2
+6m/(Z 1
+2) (2.18)
Диаметр впадин в среднем сечении d b
2
=m(Z 2
-2,4+2x) (2.19)
d b
2
=6,3·(32-2,4+2·(-0,16))=184,5мм
Ширина колеса b 2
0,75 d a
1
(2.20)
Определение скорости скольжения и КПД червячной передачи
где V 1
– окружная скорость червяка, м/с.
где приведённый угол трения, φ' = 2,3˚
Проверочный расчёт передачи на контактную прочность
где К β
– коэффициент концентрации нагрузки;
К V
– коэффициент динамической нагрузки.
где Θ – коэффициент деформации червяка, Θ=72;
х – коэффициент режима работы червячной передачи.
х=(a 1
b 1
+a 2
b 2
+…+a i
b i
) (2.28)
Для нахождения К V
определяют окружную скорость колеса V 2
, м/с:
V 2
=0,23<3м/с => принимаем К V
=1.
Условие контактной прочности выполняется.
Проверка зубьев колеса на напряжения изгиба
где Y F
– коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса Z V
2
.
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке, равная окружной силе на колесе:
Радиальная сила:F r
= F t
2
·tgα x
, (2.34)
где ψ – коэффициент, учитывающий отвод тепла тела в плиту или раму, ψ=0,3;
- допускаемая температура нагрева масла, =95˚С;
К т
– коэффициент теплоотдачи, К т
= 9 (Вт/м 2
·˚С)
А – площадь поверхности охлаждения, кроме поверхности дна, м 2
.
Приближённо площадь поверхности охлаждения можно определить по соотношению:
Охлаждение за счёт поверхности корпуса редуктора.
Предварительный расчёт диаметров тихоходного вала
a) Для выходного конца диаметр тихоходного вала:
принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника d n
=45мм.
c) Диаметр вала под колесо рассчитываем по формуле:
где r – координата фаски подшипника, r=2
Для фиксации вала применяют следующее расположение подшипников: обе опоры располагаются по разные стороны от места посадки колеса на вал. С обеих сторон ставим конические однорядные роликовые подшипники. Обе опоры фиксируем, т.к. они ограничивают перемещение вала в одном из направлений и воспринимают радиальную и осевую нагрузки. Т.к. в опорах вала стоят роликовые конические подшипники, поэтому вычисляем величину «а»
Нахождение реакций в опорах в вертикальной плоскости
Считаем, что в вертикальной плоскости действует радиальная F r
и осевая F a
силы, которые вызывают появление реакций в опорах R Ax
, R Bx
и R Az
.
Плечо действия силы F a
равно
ΣМ А
=0 R Bx
2a-F r
2
a+F a
2
d 2
/2=0
ΣМ B
=0 F a
2
d 2
/2+F r
2
а-R A
х
2а=0
R B
х
=(1,38∙0,0425-0,62∙0,101)/0,085=-0,05кН
R Ах
=(1,38·0,0452+0,62∙0,101)/0,085=1,43кН
при z 1
=a M x1
=R Ax
·a=1430·0,0425=60,78Н∙м
при z 2
=0 M x
2
=0, при z 2
=aM x
2
=-R Bx
∙z 2
=-50∙0,0425=-2,13H∙м
Нахождение реакций в опорах в горизонтальной плоскости
Условно считаем, что в горизонтальной плоскости действует только окружная сила F t
, которая вызывает появление реакций в опорах R Ay
и R By
.
при z 1
=a M y1
=R Ay
·a=1890∙0,0425=80,32H∙м
От середины полумуфты до центра колеса действует крутящий момент T=F t
∙d 2
/2=3780∙0,202/2=381,78 H∙м
1 опасное сечение – выходной конец вала:
2 опасное сечение – место посадки колеса на вал.
3.1.8. Расчёт первого опасного сечения
τ=T/0,2d 3
=381,78/0,2·0,04 3
=29,7МПа
где ε – коэффициент влияния абсолютных размеров, ε=0,8;
S – коэффициент запаса прочности, S=1,5;
К τ
– коэффициент концентрации напряжения, К τ
=1,48;
τ -1
– предел выносливости при кручении
a) Галтель - d=40мм., t=2,5мм., r=1,5мм.
Самым опасным концентратом напряжений в данном случае является галтель по которой и ведём расчет
Прочность вала в данном сечении обеспечена
τ вх
= T/0,2d 3
=381,78/0,2∙0,052 3
=13,58МПа
σ -1
- предел выносливости при изгибе
σ -1
= 0,43 σ в
= 0,43·580=249,4МПа;
где (К δ
/ε) 0
=3, при изгибе и кручении;
ξ' – коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала.
ξ'' – коэффициент, учитывающий давление в посадке, ξ''=1.
Прочность вала в данном сечении обеспечена.
3.2 Расчёт быстроходного вала червяка
Материал вала червяка:Сталь 40Х, Т.О. улучшение и закалка ТВЦ, термообработка витков червяка: цементация и закалка, шлифование и полирование.
a) Для выходного конца диаметр быстроходного вала считается по формуле: d≥(7…8) ,
Так как диаметр вала принятого нами двигателя d=22мм., то и диаметр выходного конца быстроходного вала примем равным 22мм.
принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника d n
=30мм.
Для фиксации вала червяка применяем следующее расположение подшипников: обе опоры расположены по разные стороны от червяка; с одной стороны стоят два однорядных конических роликоподшипников, расположенные «враспор», с другой стороны один роликовый радиальный подшипник. Обе опоры фиксируются, т.к. они ограничивают перемещение вала в одном из направлений и воспринимают радиальную и осевую нагрузку.
Нахождение реакций в опорах в вертикальной плоскости
Считаем, что в вертикальной плоскости действует радиальная F r
и осевая F a
силы, которые вызывают появление реакций в опорах R Ax
, R Bx
и R Az
.
Плечо действия силы F a
равно
ΣМ А
=0 R Bx
(a+b)+F r
1
a-F a
1
·d w
1
/2=0
ΣМ B
=0 -R Ax
(a+b)-F r1
b- F a1
·d w1
/2=0
R Bx
=(3,78∙0,024-1,38∙0,112)/(0,112+0,104)=-0,296кH
R Ax
=(-3,78∙0,024-1,38∙0,104)/(0,112+0,104)=-1,084кН
при z 1
=a M x1
=R Ax
·a=-1084·0,112=-121,4Н∙м
при z 2
=bM x
2
=R Bx
∙z 2
=-296∙0,104=-30,8H∙м
Нахождение реакций в опорах в горизонтальной плоскости
Условно считаем, что в горизонтальной плоскости действует только окружная сила F t
1
, которая вызывает появление реакций в опорах R Ay
и R By
.
R By
=0,62·0,112/(0,112+0,104)=0,321кН
R Ay
=0,62·0,104/(0,112+0,104)=0,299кН
при z 1
=a M y1
=R Ay
·a=299·0,112=33,4Н∙м
при z 2
=b M y2
=R By
∙z 2
=-321∙0,104=33,4H∙м
От середины полумуфты до центра колеса действует крутящий момент T=F t
∙d w
1
/2=620∙0,048/2=15H∙м
1 опасное сечение – выходной конец вала:
2 опасное сечение – Галтель за подшипником
3 опасное сечение – по впадинам червяка
b) Галтель – d=22мм.; t=3,5мм.; r=1,5мм.;
Самым опасным концентратом напряжений является галтель, по нему и ведём расчёт
Прочность вала в данном сечении обеспечена.
По теореме подобия находим изгибающий момент действующий в сечении с галтелью
σ -1
= 0,43 σ в
= 0,43·900=387МПа;(4.7)
d=36мм.; t=3мм.; r=3мм.; t/r=1; r/d=0,073
Прочность вала в данном сечении обеспечена.
Прочность вала в данном сечении обеспечена.
Принимаем червяк как двухопорную балку круглого сечения диаметром d=30мм., нагруженной радиальной силой F r
.
Наибольший прогиб возникает в середине пролёта, его находим по формуле:
Е – модуль упругости, Е=2∙10 5
МПа (для стали);
4.1 Расчёт подшипников быстроходного вала
Первоначально в опорах червяка, и в левой и в правой, было установлено по одному роликовому коническому подшипнику лёгкой серии. В результате расчёта оказалось, что подшипник в левой опоре, на которую действует осевое усилие, не обеспечивает заданной долговечности. Один подшипник средней серии также не достигает требуемого срока службы.
Поэтому в левую опору ставим двурядный роликовый конический подшипник средней серии, в правую роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 2000 средней серии.
Подбираем подшипники качения для опор вала червяка
Частота вращения вала n=695 мин -1
.
Диаметр посадочной поверхности вала d=30мм.
Максимально длительно действующие силы:
Определяем суммарные радиальные силы в опорах.
Подшипник роликовый конический средней серии №7306А
Грузоподъёмность: C r
=52,8кН, C r
0
=39кН, так как подшипник двухрядный, то С r
сум
=С r
∙1,625=52,8∙1,625=85,8кН.
Факторы нагрузки: l=0,31, Y=1,9, Y 0
=1,1.
Р rA
=(X·V·F r
А
+Y·F a
1
)·K δ
·K t
,
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
X=0,67, Y=1,5-для двурядного подшипника,
K δ
– коэффициент безопасности, K δ
= 1,4;
K t
– температурный коэффициент, K t
= 1 при t<100˚C.
Р rA
=(0,67·1·1124,48+1,5·3780)·1,4·1=8,99кН.
Определяем расчётную долговечность подшипника
где L n
– расчётная долговечность подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин -1
;
Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;
а 1
– коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а 1
=1;
а 23
– коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а 23
=0,9;
- требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.
Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.
Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрами роликами, средней серии №2306
Грузоподъёмность: C r
=36,9кН, C r
0
=20кН.
где X– коэффициенты радиальной:X=0,67;
K δ
– коэффициент безопасности, K δ
= 1,4;
K t
– температурный коэффициент, K t
= 1 при t<100˚C.
Определяем расчётную долговечность подшипника
где L n
– расчётная долговечность подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин -1
;
Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;
а 1
– коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а 1
=1;
а 23
– коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а 23
=0,9;
- требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.
Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности
4.2 Расчёт подшипников тихоходного вала
Частота вращения вала n=22,06 мин -1
.
Диаметр посадочной поверхности вала d=45мм.
Максимально длительно действующие силы:
Роликовые конические подшипники лёгкой серии № 7209.
Грузоподъёмность: C r
=62,7кН, C r
0
=50кН.
Определяем суммарные радиальные силы в опорах
Определяем суммарные нагрузки в опорах
Самым нагруженным является подшипник в опоре А, по нему и ведём расчёт.
Р rA
=(X·V·F r
А
+Y·F a
1
)·K δ
·K t
F a
2
/V·F r
А
=947/1·2370=0,4=е=0,4
Р r
В
=(1·1·2,37+0·0,787)·1,4·1=3,32кН.
Определяем расчётную долговечность подшипника
где L n
– расчётная долговечность подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин -1
;
Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;
а 1
– коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а 1
=1;
а 23
– коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а 23
=0,9;
- требуемая долговечность подшипника, =10161,6 ч.
Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.
5.1 Расчёт шпоночного соединения на входном валу
Для передачи крутящего момента Т=15Н·м на вал d=22мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу, мм;
5.2 Расчёт шпоночного соединения на выходном валу
Для передачи крутящего момента Т=381Н·м выходного вала d=40мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу, мм;
5.3 Расчёт шпоночного соединения, сконструированного в месте соединения червячного колеса с валом
Для передачи крутящего момента Т=381Н·м выходного вала d=52мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу, мм;
Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора применяем муфту упругую со звёздочкой, а на выходном конце тихоходного вала ставим цепную муфту.
Размеры муфты подбираем по справочнику исходя из известных нам расчётных моментов и диаметров валов, на которые устанавливаются муфты.
Муфты подбираются по расчётному моменту:
к=1,25…1,5 – для ленточных транспортеров
7. Выбор и обоснование способа смазки передачи и подшипников
Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ допустим при скорости скольжения до 10м/с, что подходит к нашему редуктору.
При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Для выбора смазки необходимо знать контактное напряжение σ Н
=152,66МПа, а также скорость скольжения V S
=2,26м/с.
Выбираем масло И-Т-Д-220 по ГОСТ 17479.4-87
Для смазки подшипников применяем ЦИАТИМ-202 или ЛИТОЛ-24.Смазочный материал подают под давлением специальным шприцом.
При верхнем расположении червяка червячное колесо погружается в масляную ванну на глубину:
Объем масляной ванны: V=0,106∙0,056∙0,28=0,0017м 3
или 1,7л
Достаточность масляной ванны проверяется по удельному объёму:
1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.
2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.
3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.
4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.
Название: Расчёт ленточного транспортёра
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 04:19:45 18 апреля 2010 Похожие работы
Просмотров: 447
Комментариев: 18
Оценило: 4 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно Скачать
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Курсовая работа: Расчёт ленточного транспортёра
Сочинение Иван Царевич И Серый Волк 4
Генетические аспекты инбридинга и гетерозиса
Слава Победителям Сочинение
Курсовая работа: Формирование умений учащихся решать физические задачи эвристически
Курсовая работа: Индуизм- сущность и организация
Реферат: Господарство України періоду утвердження капіталізму
Реферат по теме Год 1649
Реферат: Правила рейтинговой системы оценивания результатов обучения студентов 1 курса очной формы обучения
Дипломная работа по теме Топливо в структуре энергетических ресурсов
Реферат: Fiber Optics Essay Research Paper ThesisSome of
План Написания Эссе По Обществознанию
Курсовая работа по теме Енергозбереження в нагрівальних та термічних печах
Курсовая работа по теме Репресії проти селян. Розкуркулення
Тымченко Сергей Суфиянович Диссертация
Курсовая Работа Бнту По Технической Механике
Методичка На Тему Проведение Экспертизы Деятельности Региональных Психологических Служб Системы Образования
Реферат: What Is An Imgage Essay Research Paper
Контрольная Работа По Теме Магнетизм 11 Класс
Сочинение На Тему Деньги Как Инструмент Благотворительности
Итоговая Контрольная Работа 3 Класс Rainbow
Реферат: Год 1649
Доклад: Одаренность, талант, гениальность
Курсовая работа: Теория управления и империя игр в системе социального управления