Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Основы проектирования ленточного конвейера

Основы проектирования ленточного конвейера

Оглавление


Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Проектный расчет зубчатой передачи

3.1 Проверочный расчет

4. Расчет цепной передачи

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Проектный расчет валов, подбор подшипников

7. Расчет реакций опор валов

8. Расчет внутренних силовых факторов валов

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы


Задание


Вариант 3

Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Блок нагружения.


Основы проектирования ленточного конвейера


Основы проектирования ленточного конвейера


Техническая характеристика привода:

Натяжение ветвей тяговой цепи

конвейера: F1, кН: 7,2.

F2, кН: 5,0.

Скорость ленты: V, м/с: 1,55.

Диаметр барабана: D, м: 0,52

Ширина ленты: b, м: 0,65

Ресурс работы привода Lh, тыс. ч: 11


1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет


Выбор двигателя [1]

Общий КПД привода:


η = ηред · ηм · ηцеп · ηп


ηред – КПД редуктора.


ηред = ηцп · ηп2


ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,96 · 0,992 = 0,94

ηм = 0,98 – КПД муфты.

ηцеп = 0,95 – КПД цепной передачи.

η = 0,94 · 0,98 · 0,95 · 0,99 = 0,87

Требуемая мощность двигателя:


Ртр = Рвых/ η = 3,41 / 0,87 = 3,9 кВт.


Рвых – мощность на валу барабана.


Рвых = Ft · V = 2,2 · 103 · 1,55 = 3410 Вт = 3,41 кВт.

Ft = F1 – F2 = 7,2 - 5,0 = 2,2 кН – окружная сила на барабане.


Частота вращения барабана [3].


nвых = Основы проектирования ленточного конвейера = Основы проектирования ленточного конвейера = 57 об/мин.


nвых – частота вращения барабана.

V = 1,55 м/с – скорость ленты.

D = 0,52 м – диаметр барабана.

Выбираем электродвигатель по ГОСТ 16264.1–85 с запасом мощности: АИР112МВ6

Pдв = 4 кВт; nдв = 950 об/мин.

Передаточное число привода [4].


U = Uред · Uцеп = nдв / nвых = 950/57 = 16,7


Uред – передаточное число редуктора;

Uцеп – передаточное число цепной передачи;

Примем: Uред = 3; Uцеп = 5,57.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 950 об/мин;


n2 = n1 / Uред = 950 / 3 = 316,7 об/мин;


n3 = nвых = 57 об/мин.

Угловые скорости валов:


ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 950 / 30 = 99,4 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 316,7 / 30 = 33,1 рад/с;

ω3 = ωвых = πn3 / 30 = 3,14 · 57 / 30 = 6 рад/с;


Мощности на валах:

Рдв = 4 кВт;

Р1 = Рдв · ηм · ηп = 4 · 0,98 · 0,99 = 3,9 кВт;

Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 3,9 · 0,96 · 0,99 = 3,7 кВт;

Р3 = Рвых = Р2 · ηцеп · ηп = 3,7 · 0,95 · 0,99 = 3,5 кВт.


Вращающие моменты на валах:


М1 = Р1 / ω 1 = 3,9 / 99,4 = 0,04 кН·м = 40 Н·м;

М2 = Р2 / ω 2 = 3,7 / 33,1 = 0,112 кН·м = 112 Н·м;

М3 = Мвых = Р3 / ω 3 = 3,5 / 6 = 0,58 кН·м = 580 Н·м.


2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений


Материал колеса – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести σТ = 540 МПа [2].

Материал шестерни – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].

Расчет по средней твердости [4]: шестерни – 52 HRC, колеса 265 НВ.

Степень точности по контакту.

Ожидаемая окружная скорость:


V = (n1Основы проектирования ленточного конвейера) / 2000 = 950Основы проектирования ленточного конвейера/2000 = 1,62 м/с


Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.

Принимаем коэффициент ширины ψd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса – НВ2 < 350.

Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = 0,8, НВ2 < 350 равен KHβ = KFβ = 1,04 [4].

Коэффициенты режима:


μ3 = ΣОсновы проектирования ленточного конвейера= 0,4 · 13 + 0,3 · 0,73 + 0,3 · 0,43 = 0,522

μ6 = ΣОсновы проектирования ленточного конвейера= 0,4 · 16 + 0,3 · 0,76 + 0,3 · 0,46 = 0,436

μ9 = ΣОсновы проектирования ленточного конвейера= 0,4 · 19 + 0,3 · 0,79 + 0,3 · 0,49 = 0,412


Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.

Суммарные числа циклов:


NΣ1 = 60n3n1Lh = 60 · 1 · 950 · 11000 = 6,27 · 108

NΣ2 = NΣ1/Uред = 6,27 · 108 / 3 = 2,1 · 108_


Эквивалентные числа циклов:


NHE1 = NΣ1 · μ3 = 6,27 · 108 · 0,522 = 3,27 · 108

NHE2 = NHE1/Uред = 3,27 · 108 / 3 = 1,1 · 108


Базовые числа циклов:


NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 · 106 = 340 · 523,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107

NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 · 2652,4 = 1,96 · 107


Коэффициенты долговечности.

Поскольку NHG1 < NHE1, а NHG2 < NHE2:


ZN1 = Основы проектирования ленточного конвейера = Основы проектирования ленточного конвейера = 0,936

ZN2 = Основы проектирования ленточного конвейера= Основы проектирования ленточного конвейера = 1,03


Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.


σНlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 52 + 200 = 1084 МПа

σНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 Мпа


Коэффициенты запаса: шестерни – SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].

Допускаемые напряжения шестерни и колеса.


[σ]H1 = ((σНlim1 · ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1084 · 0,936)/1,1) · 1 = 922 МПа

[σ]H2 = ((σНlim2 · ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,


где принято ZRZVZX = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/с.

Расчетное допускаемое напряжение.


[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2) = 0,45(922 + 562) = 669 МПа

[σ]H = 1,25[σ]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа


За расчетное принимаем меньшее: [σ]H = 669 МПа


3. Проектный расчет зубчатой передачи


Определение основных размеров [1].

Начальный диаметр шестерни по ГОСТ 21354-75:


dW1 = 675Основы проектирования ленточного конвейера = 675Основы проектирования ленточного конвейера = 39,9 мм


Расчетная ширина колеса по формуле:


bWрасч = ψd · dW1 = 0,8 · 39,9 = 32,32 мм


Межосевое расстояние:


αωрасч = dW1 (Uред + 1)/2 = 39,9 · (3 + 1)/2 = 79,8 мм


Принимаем стандартное межосевое расстояние αω = 80 мм (ГОСТ 2185-66). Поскольку расчетное межосевое расстояние отличается от стандартного уточняем ширину колеса по формуле:


bWтреб = bWрасч (αωрасч / αω)2 = 32,32 · (79,8 / 80)2 = 32,15 мм


Принимаем ширину колеса bW2 = 32 мм, ширину шестерни


bW1 = bW2 + 5 = 37 мм.


Определение геометрии зацепления [1]. Расчет ведем по ГОСТ 16532-70.

Модуль:


m = (0,01-0,02) αω = 0,8 – 1,6 мм.


По ГОСТ 9563-60 выбираем модуль из первого предпочтительного ряда: m = 1,5 мм. Ориентировочно принимаем βW = 12°.

Число зубьев шестерни с округлением до целого числа:


z1 = (2αωcos βW)/(m(Uред +1)) = (2 · 80cos 12°)/(1,5 · (3+1)) = 26.


Число зубьев колеса с округлением до целого числа:


z2 = z1 Uред = 26 · 3 = 78


Фактическое передаточное число:


Uред = z2 / z1 = 78/26 = 3


Угол наклона зуба:


βW = arccosОсновы проектирования ленточного конвейера = arccosОсновы проектирования ленточного конвейера = 12,8386°.


Осевой шаг:


Рх = πm/sinβW = 3,14 · 1,5/sin 12,8386° = 21,2 мм


Коэффициент осевого перекрытия:


εβ = bW2 / Px = 32 / 21,2 = 1,51


Диаметры зубчатых колес.

Начальные диаметры:


dW1 = m z1 /cos βW = 1,5 · 26 / cos 12,8386° = 40 мм;

dW2 = m z2 /cos βW = 1,5 · 78 / cos 12,8386° = 120 мм.

dW1 + dW2 = 40 + 120 = 160 = 2αω – проверка.


Диаметры выступов:


dа1 = dW1 + 2m = 40 + 2 · 1,5 = 43 мм;

dа2 = dW2 + 2m = 120 + 2 · 1,5 = 123 мм.


Диаметры впадин:


df1 = dW1 - 2,5m = 40 – 2,5 · 1,5 = 36,25 мм;

df2 = dW2 - 2,5m = 120 – 2,5 · 1,5 = 116,25 мм.


Коэффициент торцового перекрытия по формуле:


εα = (1,88 – 3,2 Основы проектирования ленточного конвейера) cosβW = (1,88 – 3,2 Основы проектирования ленточного конвейера) cos12,8386° = 1,69


Суммарный коэффициент перекрытия:


εY = εα + εβ = 1,69 + 1,51 = 3,2


Скорость и силы в зацеплении.

Окружная скорость:


Vt = πdW1 n1 / 60000 = 3,14 · 40 · 950 / 60000 = 1,98 м/с


Окружная сила:


Ft = 2000М2 / dW2 = 2000 · 112 / 120 = 1867 H


Радиальная сила:


Fr = Ft (tgαW / cos βW) = 1867(tg20° / cos12,8386°) = 697 H


Осевая сила:


Fα = Ft tg βW = 1867 · tg 12,8386° = 425 H


3.1 Проверочный расчет


Расчет ведем по ГОСТ 21354-75.

Определение коэффициентов нагрузки.

Коэффициент внешней динамической нагрузки: КА = 1.

Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении КНV = 1,02, при V ≈ 2 м/с, твердости одного из колес меньше 350НВ и 8 степени точности [1], КFV = 3 КНV – 2 = 3 · 1,02 – 2 = 1,06 [1].

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = bW2 / dW1 = 32 / 40 = 0,8 равен КНβ = КFβ = 1,03[1].

Уточнение коэффициентов, учитывающих неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев.

Суммарная погрешность основных шагов пары:


fpbΣ = Основы проектирования ленточного конвейера = Основы проектирования ленточного конвейера = 30,6


Критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев

по контактным напряжениям по изгибу

αα = 0,2, т.к. НВ2 < 350НВ αα = 0,4

Коэффициент приработки


уα = 0,5(уα1 + уα2) = 0,5(1,43 + 6,4) = 3,92 уα = 0


где уα1 = 0,075 fpb1 = 0,075 · 19 = 1,43

для колес с объемной закалкой ТВЧ


уα2 = 160 fpb2 / σНlim2 = 160 · 24 / 600 = 6,4 – для улучшенных колес.


Фактор В.


В = СY(αα fpbΣ - уα) = 24,5(0,2 · 30,6 – 3,92) = 53,9; В = СYαα fpbΣ = 24,5·0,4·30,6 = 300


где СY = 0,5(24,1 + 24,9) = 24,5 – суммарная торцевая жесткость пары зубьев [1],

при


zV1 = z1 / cos3βW = 26 / cos312,8386° = 28 и zV2 = z2 / cos3βW = 78 / cos312,8386° = 84,


поскольку βW = 12,8386° - среднее значение рекомендуемого угла наклона зуба, zV1 и zV2 - приведенные числа зубьев шестерни и колеса.

Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев:


КНα = 0,9 + 0,4Основы проектирования ленточного конвейераОсновы проектирования ленточного конвейера = 0,9 + 0,4Основы проектирования ленточного конвейераОсновы проектирования ленточного конвейера = 1,05

КFα = 0,9 + 0,4Основы проектирования ленточного конвейераОсновы проектирования ленточного конвейера = 0,9 + 0,4Основы проектирования ленточного конвейераОсновы проектирования ленточного конвейера = 2,17


Коэффициент нагрузки:


КН = КА КНV КНβ КНα = 1 · 1,02 · 1,03 · 1,05 = 1,1

КF = КА КFV КFβ КFα = 1 · 1,06 · 1,03 · 2,17 = 2,37


Уточнение допускаемого контактного напряжения.

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев. При Rα = 1,25, ZR = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. При V < 5 м/с, ZV = 1[1].

Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. При dW ≤ 700 мм, ZX = 1[1].

Уточнения [σ]H не требуется, поскольку ZR ZV ZX = 1.

Определение допускаемого напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе.

Предел выносливости при изгибе σFlim10 = 480 МПа для стали 40Х, при сквозной закалке ТВЧ, σFlim20 = 1,75НВ2 = 1,75 · 265 = 464 МПа [2].

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки: YZ = 1 – штампованная заготовка [1].

Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности. При шлифованной поверхности: Yg1 = 1, Yg2 = 1,1 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. При отсутствии упрочнения: Yd1 = 1,35; Yd2 = 1,3 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние характера приложенной нагрузки. При односторонней нагрузке: YA = 1 [1].

Предел выносливости зубьев при изгибе:


σFlim1 = σFlim10 YZ Yg1 Yd1 YA = 480 · 1 · 1 · 1,35 · 1 = 648 МПа

σFlim2 = σFlim20 YZ Yg1 Yd1 YA = 464 · 1 · 1,1 · 1,3 · 1 = 664 МПа


Коэффициент запаса при изгибе: SF1 = 1,7; SF2 = 1,7 [1].

Эквивалентные числа циклов при изгибе:


NFE1 = NΣ1 μ9 = 6,27 · 108 · 0,412 = 2,58 · 108

NFE2 = NΣ2 μ6 = 2,1 · 108 · 0,436 = 0,92 · 108


Коэффициент долговечности, так как NFE1(2) > 4 · 106, принимаем YN1 = YN2 = 1 [1].


Коэффициент, учитывающий градиент напряжений:


Yб = 1,082 – 0,172 lgm = 1,082 – 0,172 lg1,5 = 1,05


Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности YR = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:


YX1 = 1,05 – 0,000125dW1 = 1,05 – 0,000125 · 40 = 1,05

YX2 = 1,05 – 0,000125dW2 = 1,05 – 0,000125 · 120 = 1,03


Допускаемые напряжения:


[σ]F1 = ((σFlim1 YN1)/SF1) · Yб YR YX1 = ((648 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,05 = 420 МПа

[σ]F2 = ((σFlim2 YN2)/SF2) · Yб YR YX2 = ((664 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,03 = 418 МПа


Расчетные коэффициенты

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. При βW = 12,8386°, х = 0 – ZH = 2,46 [1].

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:


Zε = Основы проектирования ленточного конвейера= Основы проектирования ленточного конвейера = 0,77


Коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений.

При х = 0, zV1 = 28 и zV2 = 84, YFS1 = 3,82 и YFS2 = 3,64

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба:


Yβ = 1 - εβОсновы проектирования ленточного конвейера = 1 – 1,51Основы проектирования ленточного конвейера = 0,838


Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:


Yε = 1 / εα = 1 / 1,69 = 0,592


Проверка на сопротивление усталости.

Проверка по контактным напряжениям:


σН = 190 ZH ZεОсновы проектирования ленточного конвейера = 190 · 2,46 · 0,77Основы проектирования ленточного конвейера = 526 МПа < 669 МПа = [σ]H


Проверка на изгиб.

Поскольку [σ]F1/ YFS1 = 420 / 3,82 = 110 < [σ]F2 / YFS2 = 418 / 3,64 = 114, то проверку ведем по шестерни, как более слабой:


σF1 = Основы проектирования ленточного конвейераYFS1 Yβ Yε = Основы проектирования ленточного конвейера3,82 · 0,838 · 0,592 = 175 МПа < 420 МПа = [σ]F1


Проверка на прочность при максимальных напряжениях.

Допускаемые напряжения.

Допускаемые контактные напряжения [σ]Нmax = 2,8σT = 1512 МПа

Допускаемые напряжения изгиба:


[σ]F1max = Основы проектирования ленточного конвейераYgst1 Ydst1 YX1 = Основы проектирования ленточного конвейера1,1 · 1,045 · 1 = 1478 МПа,


где σFSt1 = 2250 МПа – базовое предельное напряжение;

SFSt1 = 1,75 / YZ1 = 1,75 / 1 = 1,75 – коэффициент запаса;

YZ1 = 1 – коэффициент, учитывающий вид заготовки [1];

Ygst1 = 1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для шлифованных колес сквозной закалки с нагревом ТВЧ [1].

Ydst1 = 1 – коэффициент, учитывающий влияние деформации упрочнения, при шлифованной переходной поверхности зубьев.

Действительные напряжения.

Действительные контактные напряжения:


σНmax = σНОсновы проектирования ленточного конвейера= 526Основы проектирования ленточного конвейера = 780 МПа < [σ]Нmax = 1512 МПа


Действительные напряжения изгиба:


σF1max = σF1Основы проектирования ленточного конвейера =

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: