Пластинчатый конвейер

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Машины, предназначенные для транспортирования на горных предприятиях полезных ископаемых, породы к местам их переработки или складирования (основные грузы), взрывчатых веществ, горюче-смазочных материалов, оборудования, запасных частей и др. (вспомогательные грузы) называют горнотранспортными машинами. К горнотранспортным машинам относят пластинчатые конвейера, предназначенные для перемещения в горизонтальной плоскости или с небольшим наклоном тяжёлых штучных грузов, крупнокусковых, в том числе острокромчатых материалов, а также грузов, нагретых до высокой температуры.

В курсовом проекте предлагается использовать пластинчатый конвейер для дозаторной камеры рудника, предназначенный для равномерной подачи калийной руды в подъёмные машины. В околоствольном дворе для приема породы при скиповом подъеме возводят комплекс камер загрузочного устройства. В комплекс входят: камера бункера - служит для сглаживания, неравномерности работы транспорта и подъема в шахте; из бункера порода поступает в камеру дозирующего устройства, где происходит равномерная подача породы в объёме равном объему скипа.

Привод пластинчатого конвейера состоит из электродвигателя, редуктора, как правило используют трёхступенчатый коническо-цилиндрический или цилиндрический редуктор, муфты и приводной звёздочки.

Предлагается в данном курсовом проекте произвести модернизацию привода пластинчатого конвейера для дозаторной камеры рудника на более надежный состоящий из электродвигателя, муфты, коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора, открытой цепной передачи и приводной звездочки. В данном приводе используется цепная передача, поскольку по сравнению с другими передачами цепные менее чувствительны к неточностям расположения валов, ударным нагрузкам, допускают практически неограниченные межцентровые расстояния, обеспечивают более простую компоновку.

1. Описание пластинчатого конвейера

Пластинчатый конвейер - транспортирующее устройство с грузонесущим полотном из стальных пластин, прикрепленным к цепному тяговому органу. Пластинчатый конвейер служит для транспортирования различных насыпных и штучных грузов в горизонтальном и наклонном направлениях.

Пластинчатый питатель предназначен, прежде всего, для равномерной подачи сыпучих и кусковых материалов в рабочие машины или транспортирующие устройства. Такая подача осуществляется равномерно и регулируется в зависимости от требований технологического процесса. Наличие бункера у пластинчатого питателя позволяет загружать его с помощью самосвалов и погрузчиков.

Применение пластинчатых конвейеров:

- транспортирование горной массы;

- транспортировка тяжёлых единичных грузов, которые невозможно транспортировать ленточными конвейерами: крупнокусковая руда, горячий агломерат, известняк, горячие заготовки и др.

На рисунке 1.1 изображён пластинчатый конвейер с указанием составных элементов.

Рисунок 1.1 Пластинчатый конвейер:

1 - приводная звездочка; 2 - цепь; 3 - пластина; 4 - каток; 5 - направляющая шина;

5 - станина; 7 - загрузочная воронка; 8 - натяжная звездочка; 9 - натяжное устройство;

10 - разгрузочная воронка; 11 - редуктор; 12 - электродвигатель.

Горизонтальный пластинчатый конвейер (рисунок 1.1) состоит из двух тяговых пластинчатых цепей 2, к которым крепят металлические пластины 3 настила, снабженные бортами. Цепи с закрепленным на них настилом снабжены ходовыми катками 4, которые перемещаются по продольным направляющим шинам 5. Они опираются на станину 6 и жестко с ней связаны. На концах станины закреплены приводные звездочки 1, соединенные муфтами с редуктором 11 и электродвигателем 12, и натяжные звездочки 5 с винтовым натяжным устройством 9. Конвейер загружают через воронку 7, а разгружают через концевую звездочку и воронку 10.

Тяговый элемент пластинчатого конвейера, как правило, выполнен из одной-двух пластинчатых цепей различных конструкций (катковых, втулочных, роликовых и т.п.), реже из круглозвенных цепей.

Пластинчатая втулочная цепь собирается из звеньев, состоящих из внутренних и внешних стальных пластин, валиков, наглухо закрепленных в проушинах внешних пластин, и втулок (с наглухо насаженными на них внутренними пластинами), свободно вращающихся на валиках. Стационарные ролики смазываются с помощью централизованной смазочной системы.

Круглозвенные цепи применяют в изгибающихся конвейерах.

Опорную станину конвейера набирают из отдельных секций, изготовленных из угловой или швеллерной стали. Концевые части секций выполняют в виде отдельных рам для приводной станции и натяжного устройства. Средние секции бывают линейными, поворотными и переходными, длина секций 2-3,3 м.

Приводная станция состоит из приводных звездочек, передаточного механизма и электродвигателя и стопорного устройства (для наклонных конвейеров). Она может быть концевой и промежуточной, с угловым или гусеничным приводом. Приводные звездочки, приводящие в движение цепи, изготовляют литыми из стали или чугуна или составными-с литым корпусом из чугуна и венцом из листовой стали; они имеют семь зубьев. Передаточный механизм состоит либо из редуктора, либо из редуктора с дополнительной зубчатой или цепной передачей. Для регулирования скорости применяют вариаторы. Применяют конвейеры с несколькими приводами.

Настил собирают из пластин, изготовленных штамповкой или листовой стали. Пластины делают короткими (200-250 мм) и длинными (320-380 мм). В зависимости от характеристики транспортируемого груза настил изготовляют с бортами и без них в различном конструктивном исполнении. Пластины прикрепляют к звеньям тяговой цепи (или цепям) сваркой или с помощью болтов или заклепок. Тяговые цепи (если их две) соединяют друг с другом жесткими пластинами настила или сквозными осями, которые располагают через один-три шага цепи.

Основные размеры настила-ширина В (400, 500, 650, 800,1000, 1200, 1400 и 1600 мм) и высота h бортов, если они применяются (80, 100, 125, 160. 200. 250. 315, 355, 400 и 500 мм).

На рисунке 1.2 изображены типы настилов пластинчатых конвейеров.

Рисунок1.2 Типы настилов:

а - плоский разомкнутый; б - плоский сомкнутый; в-без бортовой волнистый;

г - бортовой волнистый; д - коробчатый мелкий; е - коробчатый глубокий.

В зависимости от типа настила (рисунок 1.2) пластинчатые конвейера классифицируются:

1. Пластинчатый конвейер плоский разомкнутый (ПР) - служит для транспортирования штучных грузов.

2. Пластинчатый конвейер плоский сомкнутый (ПС) - служит для транспортирования штучных и насыпных (кусковых) грузов.

3. Пластинчатый конвейер без бортовой волнистый (В) - служит для транспортирования штучных и насыпных (кусковых) грузов.

4. Пластинчатый конвейер бортовой волнистый (БВ) - служит для транспортирования насыпных и штучных грузов.

5. Пластинчатый конвейер коробчатый мелкий (КМ) и коробчатый глубокий (КГ) - служит для транспортирования насыпных грузов.

Конвейеры каждого типа изготовляют в двух исполнениях: с ходовой частью с катками и с ходовой частью без катков; катки (опорные ролики) являются элементом конструкции.

Пластинчатый конвейер может иметь различную схему установки: рисунок 1.3.

Рисунок 1.3 Схемы установки пластинчатых конвейеров

а - горизонтального; б - наклонно-горизонтального; в - наклонного; г - горизонтально-наклонно-горизонтального;

Достоинства пластинчатого конвейера:

- возможность транспортирования более широкого (по сравнению с ленточными конвейерами) ассортимента грузов;

- способность транспортирования грузов по трассе с крутыми подъёмами (до 35°-45°,

а с ковшеобразными пластинами - до 65°-70°);

- возможность транспортирования грузов по сложной пространственной траектории;

- высокая надёжность;

Недостатки пластинчатого конвейера:

- малая скорость движения грузов (до 1,25 м/с);

- большая погонная масса конвейера;

2. Расчёт пластинчатого конвейера

Расчет произвожу по методике, изложенной в [1, п. 3.2].

Исходные данные:

· производительность Q = 300 т/час;

· скорость движения полотна = 0.3 м/с;

· длина конвейера l = 30 м;

· плотность транспортируемого груза = 1.35 т/м³.

Исходя из того, что в качестве транспортируемого материала используется калийная руда, то принимаем пластинчатый питатель типа БВ (бортовой волнистый), предназначенный для транспортирования насыпных грузов (рисунок 2.1).

Рисунок 2.1 Пластинчатый конвейер типа БВ

Определение ширины конвейера

Ширину конвейера определяю по формуле:

, [м]; (2.1)

где: Q = 300 т/час - производительность конвейера;

= 0.3 м/с - скорость движения полотна;

= 1.35 т/м³ - плотность транспортируемого груза;

K_в - коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера;

= 40^о - угол естественного откоса груза в покое [1, Приложение табл. 2];

h = 0.16 м - высота бортов полотна, выбираю из номинального ряда;

= 0.7 - коэффициент использования высоты бортов [1, стр. 137].

Поскольку производим расчёт горизонтального конвейера, то принимаем K_в =1.

Подставляя полученные значения в формулу 2.1 определяю ширину полотна:

0.787 м.

Окончательно выбираю ширину полотна из номинального ряда B = 800 мм [1, табл. 3.6].

Определение нагрузок на транспортную цепь

Погонную нагрузку от транспортируемого груза определяю по формуле:

; (2.2)

Погонную нагрузку от собственного веса движущихся частей (полотна с цепями) определяю по формуле:

; (2.3)

где: A = 80 - коэффициент, принимаемый в зависимости от ширины полотна и вида груза [1, табл. 3.5].

;

где: = 0.08 - коэффициент сопротивления движению ходовой части на прямолинейных участках [1, табл. 3.7].

Тяговый расчёт

Рисунок 2.2 Схема конвейера

1 - привод; 2 - натяжное устройство;

3 - тяговый орган с пластинами; 4 - направляющие.

Расчётная схема конвейера приведена на рисунке 2.2. Принимаю минимальное натяжение цепей S_min = S₁ = 3000 Н. Методом обхода по контуру по ходу полотна определяю натяжения в точках 1…4 (рисунок 2.2) по методике, аналогичной [1, п. 3.2].

Натяжение на холостой ветви определяется:

(2.4)

Н.

Н, (2.5)

где: k = 1.07-коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании звездочки [1, стр. 138].

Натяжение на рабочей ветви:

(2.6)

Н.

Тяговое усилие привода определяют по формуле:

, [Н]; (2.7)

Н

Установочную мощность электродвигателя определяю по формуле:

, [кВт]; (2.8)

где: = 0.95 - КПД привода [1, стр. 139];

k_з = 1.2 - коэффициент запаса мощности [1, стр. 139];

кВт.

Предварительно принимаем электродвигатель типа 4А200М8, у которого номинальная мощность , частота вращения .

Определение разрывного усилия и выбор цепи

Делительный диаметр приводных звездочек определяю по формуле:

, [м]; (2.9)

где: t - шаг приводной цепи;

z - число зубьев звездочки;

Предварительно принимаю t = 0.1 м и z = 15.

м.

Расчетное усилие в цепи определяю по формуле:

, [Н]; (2.10)

где: S_дин - динамическая нагрузка на цепи.

Динамическую нагрузку на цепи определяю по формуле:

, [Н]; (2.11)

где: = 1.0 - коэффициент, учитывающий уменьшение приведенной массы движущихся частей конвейера, выбирается согласно [1, стр. 140].

Н.

Подставляя, найденные значения, в формулу 2.10 определяю:

Н.

Примем коэффициент запаса прочности n=4, тогда разрывное усилие цепи:

Н. (2.12)

Исходя из выше определенных величин по таблице 2.1 принимаю пластинчатую цепь: тип цепи - М56 (рисунок 2.3), у которой шаг цепи t = 63-250 мм, разрывное усилие S_разр. = 56 кН.

Рисунок 2.3 Цепь пластинчатая

Таблица 2.1 Технические характеристики цепи (ГОСТ 588-81)

Обозначение цепи	Основные параметры, мм	Разрушающая нагрузка, Н
	t	b1 не более	Ьз не менее	d1	d2	d3	d4	h не более	S
Цепь М20	40-160	35	15	6	9	12,5	25	18	2,5	20000
Цепь М28	50-200	40	17	7	10	15	30	20	3	28000
Цепь M40	63-250	45	19	8,5	12,5	18	36	25	3,5	40000
Цепь М56	63-250	52	23	10	15	21	42	30	4	56000
Цепь М80	80-315	62	27	12	18	25	50	35	5	80000
Цепь М112	80-400	73	31	15	21	30	60	40	6	112000
Цепь М224	125-250	134	42	21	30	42	-	50	8	224000
Цепь M315	160-315	154	50	36	36	50	-	55	10	315000
Цепь M450	400	185	55	30	42	60	-	65	12	450000

3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода

Этот раздел расчёта привода предусматривает: выбор электродвигателя, разбивку передаточного числа по кинематическим парам, определение частоты вращения, мощности и вращающих моментов на валах привода.

Выбор электродвигателя

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 4.3].

Определим потребную мощность:

[кВт]; (3.1)

где: вращающий момент на валу привода конвейера;

угловая скорость привода;

КПД привода.

Определим угловую скорость привода:

, ; (3.2)

где: частота вращения вала конвейера;

Определим частоту вращения вала конвейера:

(3.3)

где: - скорость пластинчатого конвейера,

- диаметр приводной звёздочки.

;

Подставим полученное значение в формулу 3.2:

;

Определим крутящий момент на выходном валу привода:

[Н·м] (3.4)

где: - мощность на выходном валу привода, равная

- тяговое усилие цепи (на звездочке);

- скорость тяговой цепи;

.

(3.5)

где: - КПД муфты;

- КПД конической передачи;

- КПД цилиндрической передачи;

- КПД цепной передачи;

=0,99 - КПД пара подшипников;

Подставляя полученные данные в формулу 3.1, определим потребную мощность:

кВт.

Определим, предварительно, частоту вращения вала двигателя:

(3.6)

где: - частота вращения вала;

- общее передаточное число привода, принимается предварительно:

;

 - передаточное число редуктора;

- передаточное число цепной передачи;

По полученным данным и согласно [2, приложение 1] принимаем ближайший электродвигатель типа 4А200М8 (ГОСТ 13267-73) с номинальной мощностью ; частотой вращения ; диаметром вала мм.

Условия для выбора электродвигателя по мощности (допустимая перегрузка не более 5%).

Оценка перегрузки электродвигателя:

Перегрузка не превышает допустимых пределов, поэтому окончательно принимаем электродвигатель типа 4А200М8.

Определение общего передаточного числа

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 4.4].

Фактическое передаточное число привода:

; (3.7)

где: - частота вращения двигателя;

- частота вращения вала конвейера.

Уточняем разбивку передаточных чисел:

, где .

Кинематический расчёт привода

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 4.6].

Определим частоту вращения валов привода:

Вал двигателя

Первый вал (ведущий вал редуктора)

Второй вал (промежуточный вал редуктора)

Третий вал (ведомый вал редуктора)

Четвертый вал (ведомый вал открытой передачи)

Проверка

Силовой расчёт привода

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 4.6].

Определим мощность на валах привода:

Расчетная мощность на валу двигателя .

На первом валу .

На втором валу .

На третьем валу .

На четвертом валу .

Проверка .

Определим вращающие моменты на валах привода:

Вращающий момент на валу двигателя:

.

На первом валу .

На втором валу .

На третьем валу .

На четвертом валу .

Проверка .

Номинальный вращающий момент двигателя:

.

Полученные данные сводим в таблицу 3.1

Таблица 3.1 Сводная таблица результатов

Наименование параметра и единица измерения	Ступени
	Коническая	Цилиндрическая	Цепная
Передаточные числа
	Номера шестерен и зубчатых колес
	1	2	3	4	5	6
Частота вращения n,	730	168,5	168,5	36,5	36,5	11,46
Вращающие моменты Т, Нм	247,4	959,9	959,9	4703,5	4703,5	14000
	Номер валов привода
	1	2	3	4
Частота вращения n,	730	168,5	36,5	11,46
Расчетная мощность P, кВт	18,91	18,32	17,82	16,84
Вращающие моменты Т, Нм	247,4	959,9	4703,5	14000



Рисунок 3.1 Кинематическая схема привода

1 - электродвигатель; 2 - муфта; 3 - двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 - цепная передача; 5 - пластинчатый транспортер.

4. Расчет зубчатых передач редуктора

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, глава 5].

При проектировании многоступенчатых редукторов расчет зацепления начинают с тихоходной ступени редуктора, так как она нагружена большим моментом и имеет большее передаточное отношение, чем быстроходная ступень.

Расчет тихоходной ступени редуктора

Назначаю для колеса и для шестерни сталь , улучшенную с твердостью для колеса , для шестерни .

В данном случае вероятность обеспечения ресурса не задана, поэтому в качестве расчетной контактной твердости материала принимаем ее среднее значение.

. (4.1)

для шестерни: .

для колеса: .

Оцениваем возможность приработки колес:

; (4.2)

Условия приработки колес выполнены.

Для определения допустимых напряжений принимаем коэффициент запаса прочности ; предел контактной выносливости зубьев

(4.3)

для шестерни

для колеса .

Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагружения:

; (4.4)

где: частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, ;

число зацеплений зуба за один оборот колеса (равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым);

число часов работы передачи за расчетный срок службы, .

для шестерни ;

для колеса .

Базовое число циклов напряжений рассчитываем в зависимости от твердости материала:

; (4.5)

для шестерни ;

для колеса .

Находим коэффициент долговечности при расчете по контактной выносливости.

При коэффициент:

; (4.6)

для шестерни ;

для колеса .

Определим допустимые контактные напряжения:

; (4.7)

где: коэффициент безопасности, для зубчатых колес с однородной структурой

материала ;

для шестерни ;

для колеса .

Вычисляем расчетное допустимое контактное напряжение:

; (4.8)

где: меньшее из значений и , .

.

В нашем случае , поэтому принимаем в качестве расчетного допустимые контактные напряжения колеса .

Чтобы найти межосевое расстояние передачи, принимаем коэффициент относительной ширины колес , расчетный коэффициент для косозубых передач ; коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии , допустимое контактное напряжение

Тогда межосевое расстояние:

; (4.9)

где: расчетный коэффициент;

передаточное число;

вращающий момент на колесе, ;

коэффициент неравномерности нагрузки по длине контактной линии;

допустимое контактное напряжение, .

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 2185-66 и принимаем .

Определим необходимую ширину зубчатого венца

; (4.10)

.

Принимаю ширину зубчатого венца колеса ; ширину венца шестерни принимаем на 3…5 мм больше чем у колеса, поэтому для шестерни .

Принимаю значение нормального модуля зубчатых колес в пределах:

; (4.11)

.

В соответствии с ГОСТ 9563-60 назначаю .

Предварительно принимаю угол наклона зубьев , проверим условие, обеспечивающее двухпарное зацепление:

; (4.12)

-условие выполняется.

Определим суммарное число зубьев:

; (4.13)

где: суммарное число зубьев шестерни и колеса;

угол наклона зубьев, .

.

Принимаю .

С целью сохранения стандартных значений межосевого расстояния и модуля корректируем угол наклона зубьев

; (4.14)

Находим число зубьев шестерни и колеса:

; (4.15)

для шестерни:

.

Значение округляем до ближайшего целого числа, принимаю .

для колеса:

(4.16)



Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес:

; (4.17)

Проверим межосевое расстояние:

; (4.18)

.

Рассчитаем диаметры вершин колес:

; (4.19)

Вычислим диаметры впадин колес:

; (4.20)

Вычислим силы, действующие в зацеплении:

окружная сила ; (4.21)

;

радиальная сила ; (4.22)

;

осевая сила ; (4.23)

.

Расчет быстроходной ступени редуктора

Чтобы обеспечить смазку конической передачи самоокунанием в масляную ванну, принимаем диаметр внешней делительной окружности колеса в пределах:

; (4.24)

где: межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора.

Принимаю: .

Принимаю ширину венца колеса и шестерни ;

Диаметр внешней делительной окружности шестерни:

; (4.25)



Принимаю число зубьев шестерни , тогда

Определим внешний окружной модуль:

; (4.26)

.

Определяем внешнее конусное расстояние:

; (4.27)

.

Угол делительного конуса шестерни:

; (4.28)

Угол делительного конуса колеса:

; (4.29)

.

Среднее конусное расстояние:

; (4.30)

.

Коэффициент относительной ширины:

; (4.31)

.

Средний делительный диаметр колеса:

(4.32)

.

Средний делительный диаметр шестерни:

.

Средний окружной модуль:

; (4.33)

.

Назначаю для колеса Сталь 45 улучшенную твердостью . . Расчетная контактная твердость . С учетом условия приработки колес для шестерни назначаю Сталь 50 улучшенную твердостью . Расчетная контактная твердость для шестерни . Определим силы, действующие в зацеплении:

окружная сила (4.34)

осевая и радиальная силы (4.35)

5. Компоновка и предварительный расчёт валов редуктора

Компоновка редуктора

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 19.3].

Согласно расчету тихоходной ступени редуктора вычерчиваем зацепление цилиндрических колес (рисунок 5.1) при расчетном межосевом расстоянии ;

для полученных значений . Минимальный зазор между внутренней стенкой корпуса и торцевой поверхностью зубчатых колес

; (5.1)

где: толщина стенки корпуса;

;

.

Принимаю толщину стенки редуктора . Подставляя в формулу 5.1 получим:

Принимаю . Расстояние между торцом цилиндрической шестерни и ступицы конического колеса:

; (5.2)

.

Принимаю . Зацепление конической пары вычерчиваем по расчетным значениям параметров конического зацепления: . Первый этап компоновки изображён на рисунке 5.1.

Предварительный расчет валов редуктора

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 19.4].

В этом параграфе определяем, предварительно, диаметры валов в различных сечениях. Полученные диаметры согласовываем со стандартными размерами сопрягаемых деталей (муфты, подшипники, уплотнения и др.). Вычерчиваем предварительное расположение валов редуктора (рисунок 5.2).

Быстроходный вал

Находим диаметр выходного конца вала:

; (5.3)

где: допустимое напряжение кручения,

Согласно схеме привода, быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой, поэтому целесообразно согласовать диаметр вала с диаметром посадочного места одной из полумуфт.

Выбор стандартных муфт

В приводе предусматривается одна муфта, соединяющая электродвигатель с редуктором. Принимаю муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-93.

Расчетный момент для выбора муфты:

(5.4)

где: - коэффициент режима работы

- крутящий момент на валу двигателя.

,

Так как муфта соединяет вал двигателя мм с ведущим валом редуктора, то их размеры должны быть согласованы с размерами муфты.

По расчётному моменту и диаметру вала принимаем муфту с , соединяющая валы с диаметрами 50, 55, 56, 60, 63, 65.

Принимаю под вал редуктора и мм под вал двигателя.

Назначаю диаметр под уплотнение , диаметр под подшипник , диаметр упорного буртика .

Промежуточный вал

Определяем необходимый диаметр вала для передачи момента от конического колеса к цилиндрической шестерне по формуле 5.3:

.

Принимаем диаметр под подшипник , под колесо , диаметр упорного буртика

Тихоходный вал.

Находим диаметр выходного конца вала, по формуле 5.3:

.

Согласовываем диаметр с рядом нормальных линейных размеров, принимаю . .

Рисунок 5.1 Первый этап компоновки



Рисунок 5.2 Предварительная компоновка валов редуктора

6. Выбор подшипников и расчёт промежуточного вала

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 19.5].

Предварительно назначаем шариковый радиально-упорный подшипник , у которого . Располагаем подшипники на расстоянии от внутренней стенки корпуса редуктора по схеме установки «врастяжку». Из полюсов зацепления конического и цилиндрического колес опускаем перпендикуляры на ось вала. Измерением, определяем: . На основании полученной расчетной схемы (рисунок 6.1), находим реакции опор от действующих сил в коническом и цилиндрическом зацеплениях.



Рисунок 6.1 Расчетная схема промежуточного вала

Силы, действующие на вал:

В плоскости действуют окружные силы:

Проверка:

В плоскости действуют радиальная и осевая силы:

Проверка:

Определяем суммарную реакцию на опорах:

Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры моментов (рисунок 6.2).

В плоскости действия горизонтальных сил:



В плоскости действия вертикальных сил:

Общий изгибающий момент:

Н•мм;

Н•мм;



Рисунок 6.2 Схема нагружения промежуточного вала. Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.

Наиболее опасным участком промежуточного вала является сечение или четвертая опора подшипников. В сечении действуют изгибающие и вращающий моменты: в плоскости , в плоскости , вращающий момент .



В нашем случае диаметр вала в опасном сечении более чем достаточен.

Оцениваем долговечность подшипников .

Для подшипника : согласно .

Внутренние осевые силы:

, [H]; (6.1)

где: коэффициент минимального осевого нагружения;

; (6.2)

для 3-й опоры:

для 4-й опоры:

Определяем, какая опора является фиксирующей:

.

Из этого следует, что фиксирующей опорой является третья; в этом случае результирующие осевые составляющие:

Рассчитываем соотношения , согласно ;

где: диаметр шарика,

диаметр окружности центров набора шариков;

(6.3)

Принимаю значение коэффициента , согласно

Значение параметра осевого нагружения: ;

для третьей опоры:

для четвертой опоры:

Из соотношения нагрузки на третьей опоре ; на четвертой опоре: .

Эквивалентная нагрузка в опорах:

, (6.4)

где: коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника ;

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, ;

коэффициент динамической радиальной нагрузки, зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;

температурный коэффициент, , ;

и соответственно радиальная и осевая нагрузки;

коэффициент динамической осевой нагрузки.

Определим долговечность подшипников по наиболее нагруженной, четвертой опоре:

; (6.5)

где: коэффициент, корректирующего ресурс в зависимости от надежности, ;

коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;

показатель степени ;

частота вращения промежуточного вала.

.

Расчетный часовой ресурс больше требуемого срока службы. Окончательно принимаем для промежуточного вала редуктора подшипник ГОСТ 831-75.

7. Расчет цепной передачи

Расчет произвожу по методике, изложенной в [2, п. 8.3].

Определим число зубьев ведущей звездочки:

; (7.1)

где: -число зубьев ведущей звёздочки,

- передаточное отношение цепной передачи;

Исходя из этого, принимаю

Определим число зубьев ведомой звездочки:

, (7.2)

где: -число зубьев ведущей звёздочки,

-число зубьев ведущей звёздочки,

- передаточное отношение цепной передачи;

Исходя из этого, принимаю .

Определим шаг цепи, предварительно приняв двухрядную цепь:

, [мм] (7.3)

где: вращающий момент на ведущей звездочке, [],

допустимое давление в шарнирах цепи, так как частота вращения малой звёздочки n=36,5 , то по [2, табл. 8.2] принимаю ,

коэффициент рядности, для двухрядной цепи .

Определим коэффициент эксплуатации:

(7.4)

где: коэффициент динамичности, учитывающий характер нагрузки, при нагрузке с умеренными толчками ,

коэффициент межосевого расстояния или длины цепи, ,

коэффициент наклона передачи к горизонтали, ;

коэффициент, учитывающий способ смазывания,

коэффициент, учитывающий способ регулирования передачи, примем

;

коэффициент, учитывающий режим или продолжительность работы, примем .

Подставим значения коэффициентов формулу 4.4:

Подставим полученные значения в формулу 4.3 и определим шаг цепи:

.

Согласно ГОСТ 13568-97, предварительно принимаю цепь(рисунок 7.1), у которой шаг цепи , разрушающая нагрузка , масса цепи , опорная поверхность шарнира .

Рисунок 7.1 Цепь типа 2ПР

1 - внутреннее звено; 2 - наружное звено; 3 - соединительное звено;

4 - переходное звено; 5 - двойное переходное звено; 6 - промежуточная пластина;

В соответствии с назначенной цепью определим ее геометрические параметры.

Определим число звеньев цепи:

; (7.5)

где, межосевое расстояние, выраженное в шагах, ,

примем ;

Определим межосевое расстояние:

(7.6)

Определим длину цепи:

; (7.7)

.

Определим геометрические размеры звездочек.

Диаметры делительной окружности звездочек:

, [мм]; (7.8)

Диаметры окружности выступов зубьев:

(7.9)

Диаметры окружности впадин зубьев:

(7.10)

где: диаметр ролика, ;

Скорость цепи:

(7.11)

где: количество зубьев звёздочки,

шаг цепи,

частота вращения звёздочки;

.

Окружная сила:

(7.12)

.

Проверочный расчет на износостойкость:

(7.13)

где: окружная сила или полезная нагрузка передаваемая цепью, [],

коэффициент эксплуатации,

коэффициент рядности, для двухрядной цепи .

опорная поверхность шарнира, [],

допустимое давление в шарнирах цепи, так как частота вращения

малой звёздочки n=36,5 , то по [2, табл. 8.2] принимаю ,

.

Проверяем прочность цепи:

, [H]. (7.14)

где: разрушающая нагрузка, для принятой цепи

максимальная сила в цепи, [];

допустимый условный коэффициент запаса прочности,

; ;

; (7.15)

где: коэффициент динамичности, учитывающий характер нагрузки, [H];

окружная сила, [H];

натяжение, обусловленное силой тяжести, [H];

натяжение от центробежных сил, [H];

Натяжение, обусловленное силой тяжести:

; (7.16)

где: коэффициент провисания, для горизонтальных передач,

межосевое расстояние, ;

масса 1 м. цепи, ;

ускорение свободного падения: .

.

Натяжение от центробежных сил:

; (7.17)

.

Подставим полученные значения в формулу 4.15:

.

Подставим полученные значения в формулу 4.14 и проверим прочность цепи:

- условие прочности выполнено.

 (7.18)

.

Заключение

В курсовом проекте была произведена модернизация привода пластинчатого конвейера для дозаторной камеры рудника на более надежный состоящий из электродвигателя, муфты, коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора, открытой цепной передачи и приводной звездочки. Применение цепной передачи обуславливается следующими достоинствами:

1) возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний;

2) меньшие, чем у ременных передач, габариты;

3) отсутствие скольжения;

4) высокий КПД;

5) малые силы, действующие на валы, так как нет необходимости в большом начальном натяжении;

6) возможность легкой замены цепи;

В курсовом проекте были произведены расчёты: тяговый расчёт конвейера, кинематический расчёт, расчёт зубчатых передач редуктора, предварительный расчёт валов и компоновка редуктора, расчёт промежуточного вала и выбор подшипников, расчёт цепной передачи. Расчёты и достоинства модернизированного привода показали, что данный привод целесообразно использовать для пластинчатого конвейера, предназначенного для установки в дозаторной камере рудника.

Литература

горнотранспортный конвейер пластинчатый привод

1. Барышев А.И., Стеблянко В.Г., Хомичук В.А. Механизация ПРТС работ. Курсовое и дипломное проектирование транспортирующих машин: Учебное пособие/ Под общей редакцией А.И. Барышева - Донецк: ДонГУЭТ, 2003 - 471 с., ил.

2. Ерохин М.Н. Детали машин и основы конструирования. - М.: Колос С, 2005. - 462 с.: ил. - (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений).

3. Иванченко Ф.К. Конструкция и расчёт подъёмно-транспортных машин. - 2-е изд. перераб. и доп. - К.: Выща шк. Головное изд-во, 1988. - 424 с.

4. Кочетов В.Т., Павленко А.Д., Кочетов М.В. Сопротивление материалов. - Ростов - на - Дону, Феникс, 2001. - 368 с.

5. Курмаз Л.В., Скобейда А.Т. Детали машин проектирование. Учебное пособие. - Минск: УП «Технопринт», 2001. -292 с.

Размещено на Allbest.ru