Проект ленточного ковшового конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Воронежская государственная лесотехническая академия

Кафедра деталей машин и инженерной графики

Пояснительная записка к курсовому проекту

По предмету: Подъёмно-транспортные машины

Тема:

Проект ленточного ковшового конвейера

Воронеж 2011



Задание 1

Спроектировать ленточный конвейер

Дано:, т/ч

, м/с

, м

,

Материал-глина

Лист замечаний



Реферат

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 привода, подобраны: электродвигатель, муфта и редуктор. Произведены расчеты открытой цилиндрической передачи и приводного вала конвейера, к которому подобраны подшипники качения.



Содержание

Введение

1. Расчет конвейера

2.Общий кинематический анализ

3. Расчет открытой цилиндрической передачи

4. Расчет вала

Заключение

Библиографический список



Введение

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 и 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

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 натяжение ленты:

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 конвейера;

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.

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



Допускаемые напряжения изгиба

[]

где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние одно- ли двухстороннего приложения нагрузки;

- 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,

Допускаемые предельные напряжения изгиба при HB<350:

Материала шестерни:



Материал колеса,

Частота вращения шестерни рекомендуемое минимальное число шестерни Число зубьев колеса определяется:

Принимаем

Коэффициенты формы:

Зубьев шестерни,

Зубьев колеса,

Сравниваем отношения:

Поэтому расчеты ведем по и

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

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, оставляем ;

Определяем ширину венца колеса,

, по ГОСТу

Окружная и радиальная сила

конвейер привод электродвигатель редуктор



Окружная скорость

Назначаем 9-ю степень точности изготовления передачи.

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.

Проверочный расчет на изгиб при максимальной нагрузке:

Условие прочности,

- выполнено.

Определим остальные геометрические параметры передачи:

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

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 вала:



- допускаемое напряжение пружины,

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:

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

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:

Подбор и расчет подшипников качения

Для однорядных радиальных шарикоподшипников эквивалентная нагрузка:

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

Проверка прочности шпонок

Выбранные шпонки проверяем по напряжениям смятия:

Где Т - вращающий момент, Нм;

h - высота шпонки, мм;

Следовательно шпонка будет прочной.

Заключение

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.



Библиографический список

1. Александров М.П. Грузоподъемные машины. - М: Высш. шк. 2000 - 552 с.

2. Детали машин: Атлас конструкции (под ред. Д. Решетова - М.: Машиностроение, 1992 - 367 с.

3. Иванов П.Ф., Детали машин - М: Высш. шк, 2000 - 583 с.

4. Проектирование механических передач (С.А. Чернавский, Ф.А. Слесарев, Б.С. Козинцов и др. - М: Машиностроение, 1984 - 560 с.

5. Карамышев В.Р., расчет передач зацепления: Учебное пособие. Воронеж 1994 - 114 с.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов деталей машин - М.: Высш. шк., 2000 - 447 с.

7. Карамышев В.Р. Расчет конвейеров: Учебное пособие. Воронеж: ВГЛТА. 1998 - 199 с.

Размещено на Allbest.ru