Кинематическая схема привода ленточного конвейера описание

Курсовая работа: Расчет привода ленточного конвейера

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

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

Название: Расчет привода ленточного конвейера Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 14:21:53 02 января 2010 Похожие работы Просмотров: 6144 Комментариев: 22 Оценило: 8 человек Средний балл: 4.6 Оценка: 5 Скачать

к

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 P_4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

,

где F_t — окружное усилие, Н;

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

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р_1, 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;

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 Р_ДВ = 5,5 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин -1 . Номинальная асинхронная частота вращения n₁ вала вычисляется по формуле:

Где n_c — синхронная частота вращения, мин -1 , n_c =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.

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 i_p вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 i_p = 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

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 Т_вых = 750 Нм при n_вх = 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.

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 d_П , мм определяем по формуле:

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

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

Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм . F_t =0,25 .3 500 = 875 Н

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:

Q = S₁ + S₂ = 875 + 4375 = 5250 Н

Из уравнения моментов найдем силы F_A и F_В:

Так как схема нагружения симметричная то F_A = F_В = 2625 Н.

В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Qи 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.

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

где d_D — Диаметр вала в сечении D, мм.

Рисунок 8 — Расчетная схема вала исполнительного органа

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

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

[σ_и ] — допускаемое напряжение изгиба, МПа.

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

[n] — коэффициент запаса, [ n] = 2.

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

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

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

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

гдеV- коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

К_Т — температурный коэффициент, К_Т = 1;

К_Б — коэффициент безопасности, К_Б = 1,3.

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;

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

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

Источник