Проектныйрасчет ленточного конвейера
Курсовойпроект
Уфа 2006
ОГЛАВЛЕНИЕ
РЕФЕРАТ
ОПИСАНИЕ И НАЗНАЧЕНИЕ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ИЖЕСТОКОСТЬ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
ВЫВОДЫ
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
/>РЕФЕРАТ
Курсовой проект 23 с.,рисунков 6, 2 источника, 3 листа А1 графического материала..
Курсовой проект по ПТУ посвященрасчету на прочность и жесткость основных узлов и деталей. Цель работы — формирование навыков расчёта и конструирования привода машин, и эффективноеиспользование на производстве.
В ходе выполнения курсовогопроекта использовались материалы многих технических дисциплин: инженернаяграфика, теоретическая механика, сопротивление материалов, детали машин,материалы многих справочников и стандарты. Выполнение курсового проекта явилосьважным этапом в получение практических навыков самостоятельного решения сложныхинженерно — технических задач.
/>ОПИСАНИЕ И НАЗНАЧЕНИЕЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Ленточные конвейеры широкоприменяются для перемещения зерна и продуктов его переработки в горизонтальноми наклонном направлениях.
В ленточных конвейерах продуктнепрерывно подают на ленту через приемное устройство. Рабочее сторона лентыимеет желобчатую форму, соответствующую форме рабочих роликовых опор, чтопозволяет увеличить производительность конвейера по сравнению с прямымироликами почти в два раза.
Лента получают движение отприводного барабана. Для натяжения ленты используют барабан. Холостая ветвьленты движется по горизонтальным роликовым опорам. Все узлы конвейера монтируютна железобетонной или металлической станины.
Приемное или загрузочноеустройство предназначено обеспечивать наиболее полную загрузку конвейера ипредотвращать россыпи продукта, так как направление и скорость поступающегопродукта и ленты не совпадают. Загрузочное устройство представляет собойпрямоугольную металлическую коробку (лоток) без дна и передней стенки соскопленными к низу стенками.
Конвейерная лента приводится вдвижение от приводного устройства или приводной станции. Для привода ленточногоконвейера применяют электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 … 1500об/мин. Частота вращения привода барабана не более 200 об/мин. Поэтому дляпередачи движения от электродвигателя приводному барабану конвейера необходимоспециальное приводное устройство, либо клиноременная передача, либо различныередукторы.
Лента должна быть полностьюнатянута для нормальной передачи движения от электродвигателя через приводнойбарабан. Для натяжения ленты применяет грузовое и винтовое натяжные станции.
Лента является основным рабочиморганом конвейера. Применяются резинотканевые ленты без резиновых обкладок, содной или двумя обкладками. Длина ленточного конвейера, как правило, непревышает 100 м, а угол наклона 20 0.
Для разгрузки зерна с ленточногоконвейера на приводном барабане устанавливают сбрасывающую коробку,представленную собой сварной металлический кожух, к которому присоединяютсамотечную трубу. Для удаления образовавшейся при падении зерна пылисбрасывающие коробки аспирируют. Для разгрузки зерна по всей длине прямогоучастка конвейера применяют передвижные тележки с ручным приводом и с приводомот электродвигателя.
Принцип действия ленточногоконвейера основан на сцепление ленты с приводным барабаном, что обеспечивает ейдвижение, а тем самым и перемещение груза, находящегося на рабочей ветви ленты./>РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ИЖЕСТОКОСТЬ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
1/>
Рисунок 1. Кинематическаясхема ленточного конвейера.
ПО ДАННЫМ ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ УСТАНАВЛИВАЕМ ФИЗИКО – МЕХАНИЧЕСКИЕ
Плотность зерна пшеницы ρ = 800 кг/м3 ( Табл. 80 / 1 / ).Угол естественного откоса слоя груза в движение φ = 0.35φ0.Угол естественного откоса слоя груза в покое φ0 = 300.φ = 0,35 * 300= 10,5 ( Табл. 83 / 1 / ). Коэффициент трениязерна по резине в покое f0= 0,55.Коэффициент трения зерна по резине в движение
f = (0,7 … 0,9 )f0= 0,8*0,55 = 0,44, ( Табл. 85, 86 / 1 / ).
ВЫБОР СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ГРУЗА
Принимаем
υ = 2,5 м/с ( Табл. 81 / 1 / ).
ПРОВЕРКА ВОЗМОЖНОСТИ ТРАНСПОРТИРОВКИ ГРУЗА ПОД ЗАДАННЫМ УГЛОМ НАКЛОНАКОНВЕЙЕРА
Угол трения груза по резине
γ` = arctg f = arctg 0,44 = 23,70 .
γ` = 23,70; γ = γ` — 4 = 23,70– 40= 19,70
Т.к. β = 190
то осыпание груза против направления движения не происходит.
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ОПОР ЛЕНТЫ
Принимаем роликоопоры желобчатой формы с целью увеличенияпроизводительности конвейера и уменьшения потерь транспортирующего груза.
/>
/>Рисунок 2. Желобчатая роликоваяопора.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ШИРИНЫ ЛЕНТЫ В ИЗУСЛОВИЯ ОБЕСПЕЧЕНИЯ ЗАДАННОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ (ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ)
Для конвейера с желобчатой формойроликооопор с углом наклона боковых роликов 20 0ширины ленты поформуле:
/>, (1.1)
где Q – массовая производительность, т/ч;
ν – скорость движения ленты,м/с;
С – коэффициент, учитывающий уменьшенияпроизводительности в зависимости от угла наклона конвейера к горизонту, для β= 190C = 0.9
ρ – плотность груза, т/м3;
φ — Угол естественногооткоса слоя груза при движение;
/>
По ГОСТ 20 – 85* (Табл. 90, | 1|) принимаем В = 400 мм.
ПО ДАННЫМ ТАБЛИЦЫ ГОСТ 20 – 85* (Табл. 90, / 1 / ) ПРИНИМАЕМ ТИП ЛЕНТЫ, ЧИСЛО ЕЁ ПРОКЛАДОК И ПРОЧНОСТЬ ТКАНИОДНОЙ ПРОКЛАДКИ
Принимаем толщину прокледки δ0= 1,4 мм (Табл. 90, / 1 /), толщину резиновых обкладок с рабочей стороны δ1= 2 мм, с нерабочей стороны δ2 = 1,0 мм.
Материал ленты БКНЛ – 65.
ОПРЕДЕЛЯЕМ ТОЛЩИНУ РЕЗИНОТКАНЕВОЙЛЕНТЫ
δ = iδ + δ1 + δ2, (1.2)
где i – число прокладок; принимаем i = 3 (Табл. 90, / 1 /);
δ0– толщинапрокладки; δ1 – толщина резиновой обкладки с рабочей стороныленты; δ2 – толщина резиновой обкладки с опорной стороны ленты.
δ = 3* 1,4 + 2 + 1 = 7,2 мм
ОПРЕДЕЛЯЕМ ПОГОННЫЕ МАССЫ ГРУЗА ИЛЕНТЫ
/> (1.3)
/>/>, (1.4)
где ρл –плотность ленты, кг/м3. Принимаем
ρл = 1200 кг/м3.
/>
/>
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОГОННЫХ МАССВРАЩАЮЩИХСЯ ЧАСТЕЙ РОЛИКОПОР
Для рабочей ветви конвейера:
/>, (1.5)
где Gр – масса ролика рабочей ветви;
lр – расстояние между роликами.
Для нерабочей (холостой) ветви:
/>, (1.6)
где Gх – масса ролика рабочей ветви; lx – расстояние между роликами.
Принимаем
Gр = 10,5 кг (Табл. 92, / 1 /).
Принимаем
Gх = 10,5 кг (Табл. 91, / 1 /).
Принимаем
lр = 0,4 м
lх = 0,8 м
/>
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ СОПРОТИВЛЕНИЯДВИЖЕНИЯ ПО УЧАСТКАМ КОНВЕЙЕРА
/>
Рисунок 3. Схема к расчётусопротивлений движению конвейера.
Сопротивление при загрузки зернана рабочую ветвь ленты определяется по приближенной зависимости:
/>, (1.7)
где υ0 –начальная скорость движения ленты.
При υ0 = 0,получим
/> (1.8)
/>
Сопротивление движению нагоризонтальной части рабочей ветви:
/> (1.9)
где ωр –коэффициент сопротивления движению рабочей ветви. Принимаем ωр= 0,04
/>
Сопротивление движению наклонногоучастка рабочей ветви:
/> (1.10)
/>
Сопротивление движению наклонногоучастка нерабочей ветви:
/>, (1.11)
где ωх –коэффициент сопротивления движению нерабочей ветви. Принимаем
ωх = 0,035
/>
Сопротивление движению нерабочейветви на горизонтальном участке:
/> (1.12)
/>
ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАТЯЖЕНИЯ ЛЕНТЫ ВХАРАКТЕРНЫХ ТОЧКАХ КОНВЕЙЕРА МЕТОДОМ ОБХОДА ПО КОНТУРУ
Для определения усилий натяженияленты обход по контуру рекомендуется начинать с точки 1 (рисунок 3). В этойточке действует усилие натяжения с приводного барабана ветви ленты, т.е. F1 = Fнб. Из условия равновесия натяженияленты в точке 2 равно:
/> (1.13)
/>
Натяжение ленты в точке 3:
/> (1.14)
где С1 – коэффициент,учитывающий сопротивление на перегиб ленты при огибании натяжного барабана итрения в подшипниках. Для барабана с углом обхвата лентой
С1 = 1,03 … 1,05.
/>
Натяжение ленты в точке 4:
/> (1.15)
/>
Натяжение ленты в точке 5:
/>, (1.16)
где С2 – коэффициент,учитывающий сопротивление на перегиб ленты при огибании натяжного барабана итрения в подшипниках. Для барабана с углом обхвата лентой > 1800.С2 = 1,06 … 1,1.
/>
Натяжение ленты в точке 6:
/> (1.17)
/>
Натяжение ленты в точке 6:
/> (1.18)
/>
В зависимости (19) дванеизвестных F1 и F7, для определения этих усилийизвестна зависимость Л.Эйлера:
/>, (1.19)
где е – экспонента;
f – коэффициент трения междулентой и барабаном;
принимаем f = 0,25.
α – угол обхвата лентой приводногобарабана;
принимаем α = π.
Совместим решение уравнений (18)и (19) определяем усилия F1 и F7.
/>
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОКРУЖНОЙ СИЛЫ НАПРИВОДНОМ БАРАБАНЕ
/> (1.20)
/>
ПРОВЕРКА ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ ЛЕНТЫ
/> (1.21)
где i – число прокладок ленты;
Fразр – разрывное усилие однойпрокладки ленты, приходящиеся на единицу её ширины;
[S] – допускаемый запас прочности ленты.
Рекомендуется для бельтинговыхлент [S] =9 … 12
Fразр = 65 для ленты БКНЛ – 65.
/>
ПРОВЕРКА ПРОВИСАНИЯ ЛЕНТЫ НАПРОЛЕТАХ МЕЖДУ РОЛИКАМИ
Для рабочей ветви:
/> (1.22)
где lр – расстояние между роликамирабочей ветви;
[fр] – допускаемое значениепровисания ленты рабочей ветви. Принимаем [fр] = 0,03 м.
/>
Для холостой ветви:
/> (1.23)
где lх – расстояние между роликамихолостой ветви;
[fх] – допускаемое значениепровисания ленты холостой ветви. Принимаем [fх] = 0,03 м.
/>
ОПРЕДЕЛЯЕМ МОЩНОСТЬ ПРИВОДАКОНВЕЙЕРА И ВЫБИРАЕМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ
/> (1.24)
где Ки – коэффициентучитывающий затраты мощности для преодоления сил инерции при пуске; Ки= 1,2 … 1,25
Ке – коэффициентучитывающий потери мощности на перегиб ленты на приводном барабане и трение вопорах; Ке = 1,1 … 1,15
η – КПД передаточногомеханизма привода, η = 0,85 … 0,9
/>
Принимаем электродвигатель серии4А с повышенным скольжением 4АС 71 А4 УЗ (Табл. 27 / 1 /).
Рg = 0,6 кВт
ng = 1350 мин -1
Ip = 0,0052 кг ·м3
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ПРИВОДНОГОБАРАБАНА ДЛЯ РЕЗИНОВЫХ ЛЕНТ
/> , (1.25)
где К – коэффициент диаметрабарабана К = 125 … 140.
/> Принимаем Дпб = 400мм
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛАПРИВОДА И ПОДБОР РЕДУКТОРА
/>, (1.26)
где ng и nб – частота вращения,соответственно двигателя и барабана
/> (1.27)
/>
Принимаем редуктор типа Ц2 (Табл.33 / 1 /). Ц2У – 125
Up = 12,5
Ттр = 500 Н·м
ηр = 0,97
Проверка по передаточному числу
/> (1.28)
/> (1.29)
/>
РАСЧЕТ ВАЛА ПРИВОДНОГО БАРАБАНА ИВЫБОР ПОДШИПНИКА
Выбор муфты.
Расчетный момент муфты:
/> (1.30)
/>
Принимаем муфту типа МУВП (Табл.55, /1/ )
Д = 100 мм
Д1 = 71 мм
Окружное усилие передаваемоемуфтой
/> (1.31)
/>
Силы, действующие на вал.
/>
Рисунок 4 Расчетная схема
/>
Расчетная схема в виде балки нашарнирных опорах.
/>
Рисунок 5. Эпюра изгибающих икрутящих моментов
Принимаем
lм = 162 мм; l = 600 мм
Сумма моментов относительно точкиВ.
/> (1.32)
/>
Сумма моментов относительно точкиА.
/> (1.33)
/>
Проверка:
/>
Изгибающий момент в точке Вравен:
/> (1.34)
Изгибающий момент в точке Аравен:
/> (1.35)
Крутящий момент равен:
/> (1.36)
Определение эквивалентногомомента по III теории прочности.
/> (1.37)
Определяем диаметр вала изусловия прочности на изгиб.
/> (1.38)
Для вала изготовленного изматериала сталь 45 [σ] = 120 Мпа.
/> (1.39)
/>
Выбор подшипников качения к валуприводного барабана.
Подшипники качения рассчитываютпо динамической грузоподъемности. Наиболее нагружена опора А RA > RB.
Определяем эквивалентнуюдинамическую нагрузку по формуле:
/> , (1.40)
где X и Y – коэффициенты радиальной иосевой нагрузок; X = 1.
ν – коэффициент учитывающий какоекольцо вращается. При вращение внутреннего кольца; v = 1, Кб – коэффициент безопасности, Кб= 1,4;
Кт – температурныйкоэффициент, Кт = 1, при нагреве до 100 0С;
Fa – осевая нагрузка, Fa = 0;
Fr – радиальная нагрузка, Н·м Fr= RA = 257 Н·м;
/>
Принимаем подшипники каченияшариковые радиальные.
По диаметру вала берём подшипникисредней серии (3) 306 для диаметра вала d = 30 мм. (Табл. 24.10 / 3 /).
Подшипник 306 ГОСТ 8338 – 75
Динамическая грузоподъемность Сr = 28.1 кH;
Статическая грузоподъёмность Соr = 14,6 кН.
Требуемая динамическаягрузоподъёмность определяется по формуле :
/>, (1.41)
где L – поминальная долговечность;
а1 – коэффициенткачества, а1 = 1;
а2 – коэффициент,характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металладеталей подшипника и условий его эксплуатации а2 = 0,8.
Номинальная долговечностьопределяется по формуле:
/>, (1.42)
где Lh – расчетная долговечность, ч Lh = 15000 – 20000 ч;
n – частота вращения вала, n = 119 мин–1.
/>
/>
Так как расчетная динамическаягрузоподъёмность больше требуемой, то подшипник 306 пригоден.
РАСЧЕТ НАТЯЖНОГО УСТРОЙСТВА
/>
Рисунок 6. Расчетная схема
/>
/>
/>
Суммарное усилие:
/>
На натяжное устройство действуеткрутящий момент Т и сила Fсум изгибающая вал.
Из формулы (1.28 / 2 /), длявинтового натяжного устройства находим усилие затяжки винта:
/>, (1.43)
где Кзат – коэффициентзатяжки, Кзат = 3,5 … 4,5
Fв – усилие на винт натяжногоустройства
/> , (1.44), />
Расчетное усилие на винт:
/>, (1.45)
где χ – коэффициент внешнейнагрузки. Принимаем
χ = 0,3, />
Условие прочности на растяжениевинта:
/>, (1.46)
где [σ] = 80 … 100 МПа;
d1 – внутренний диаметр резьбы.
Из условия прочности нарастяжение винта определяем внутренний диаметр резьбы:
/>
Принимаем винт М12
d1 = 10.106 мм, d = 12 мм.
/>ВЫВОДЫ
В результате выполнения курсовогопроекта были произведены проектные расчеты на прочность и жёсткость основных узлови деталей ленточного конвейера, а также получены их размеры:
ширина ленты В = 400 мм;
диаметр приводного барабана Дб= 400 мм;
диаметр натяжного барабана Дн= 320 мм;
диаметр вала приводного барабана d = 30 мм.
Выбрали конструкции опор ленты,приводного и натяжного устройства, подобрали электродвигатель, редуктор, муфту.
/>БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Проектирование ирасчет подъёмно – транспортирующих машин сельскохозяйственного назначения / Подред. С.А. Ерохина и А.В. Карпа – М.: Колос, 1999. – 228 с.
2. Иванов М.Н.Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. – 4 – е изд., перераб. – М.:Высш. шк., 1984. – 336 с., ил.
3. Курсовоепроектирование грузоподъемных машин / Под ред. С.А. Казака – М.: Высшая школа,1989 – 319с.
4. Дунаев П.Ф.,Леников О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для техн.спец. вузов. – 5 изд. перераб. и доп. – М.: Высшая шк., 1998. – 447 с.