Курсовая работа: Расчет привода ленточного конвейера
Содержание
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
3. Проектирование открытой передачи
3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ
4. Проектирование исполнительного органа
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:
,
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 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 27142-86 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 27142-86 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 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 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 20226-82 (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 28428 - 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 [σ], МПа:
где Kр- коэффициент режима работы, Kр = 1,8;
[σи] - допускаемое напряжение изгиба, МПа.
где σТ- предел текучести материала (Сталь 40Х), σТ = 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.
[σсм] -допускаемое напряжение смятия, [σсм] <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.
[σсм] -допускаемое напряжение смятия, [σсм] <180 МПа.
64,9 МПа < 180 МПа - условие выполняется.
Шпоночное соединение показано на рисунке 6.
Список использованных источников
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.
Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001.
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.
Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника, 1991. - 384 с.: ил.
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.
Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. - Челябинск: ЧГТУ, 1986. - 61 с.
Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. - 94 с.
Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. - 94 с.