Расчет привода ленточного конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

  • Введение
    • 1. Кинематический и силовой расчет привода
    • 1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа
    • 1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя
    • 1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя
    • 1.4 Выбор электродвигателя
    • 1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора
    • 2. Выбор муфты
    • 3. Проектирование открытой передачи
    • 3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ
    • 4. Проектирование исполнительного органа
    • 4.1 Проектный расчет вала
    • 4.2 Подбор подшипников и шпонок
    • 4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту
    • 4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность
    • 4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения
    • 4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту
    • 4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном
    • Список использованных источников

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 P4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

,

где Ft — окружное усилие, Н;

vt — окружная скорость, м/с (см. рис. 1).

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

,

гдез — общий КПД привода равный

з1 — КПД открытой клиноременной передачи, з1 = 0,95 [1, табл. 1];

з2 — КПД быстроходной ступени закрытой зубчатой конической передачи, з2 = 0,96;

з3 — КПД тихоходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи з3 = 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 РДВ = 5,5 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин-1. Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле:

Где nc — синхронная частота вращения, мин-1, nc=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 ip вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27 142–86 ip = 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 27 142–86 типоразмера КЦ1−200 Твых = 750 Нм при nвх = 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 20 742–81, 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 dП, мм определяем по формуле:

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

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

Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20 226–82 (67,0 мм < dБП< 71,0 мм) примем dБП =70 мм:

Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 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 28 428 — 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.

диаметр отверстияdП = 60 мм;

диаметр внешнего кольцаD = 110 мм;

ширина подшипникаВ = 22 мм;

координата фаскиr = 2,5 мм;

динамическая радиальная грузоподъёмностьCr = 30,0 кН;

статическая радиальная грузоподъёмностьC0r = 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: Ft = 3500 Н

Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

S2 = 0,25. Ft =0,25. 3500 = 875 Н

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

S1 = Ft + 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 FA и FВ:

Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 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.

ТD = 638,94 Нм

МD = 0,111. 2625 = 291,38 Нм

Тогда:

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

где dD - Диаметр вала в сечении D, мм.

Тогда:

Рисунок 8 — Расчетная схема вала исполнительного органа

Допускаемое напряжение [у], МПа:

где Kр— коэффициент режима работы, Kр = 1,8;

и] - допускаемое напряжение изгиба, МПа.

где уТ— предел текучести материала (Сталь 40Х), уТ = 640 МПа;

[n] - коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:

25,57 МПа? 177,78 МПа, — условие выполняется.

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Fr = FA = FВ = 2625 Н;

Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

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

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

Pr = VXFrKБKТ,

гдеV- коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

КТ— температурный коэффициент, КТ = 1;

КБ— коэффициент безопасности, КБ = 1,3.

Pr = 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;

lр— рабочая длина шпонки, мм: lр = l — b = 70 — 14 = 56 мм;

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

см] -допускаемое напряжение смятия, [усм] < 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;

lр— рабочая длина шпонки, мм: lр = l — b = 100 — 18 = 82 мм;

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

см] -допускаемое напряжение смятия, [усм] < 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.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой