125326 (Проектный расчет ленточного конвейера), страница 2

(1.23)

где l_х – расстояние между роликами холостой ветви;

[f_х] – допускаемое значение провисания ленты холостой ветви. Принимаем [f_х] = 0,03 м.

ОПРЕДЕЛЯЕМ МОЩНОСТЬ ПРИВОДА КОНВЕЙЕРА И ВЫБИРАЕМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ

(1.24)

где К_и – коэффициент учитывающий затраты мощности для преодоления сил инерции при пуске; К_и = 1,2 … 1,25

К_е – коэффициент учитывающий потери мощности на перегиб ленты на приводном барабане и трение в опорах; К_е = 1,1 … 1,15

η – КПД передаточного механизма привода, η = 0,85 … 0,9

Принимаем электродвигатель серии 4А с повышенным скольжением 4АС 71 А4 УЗ (Табл. 27 / 1 /).

Р_g = 0,6 кВт

n_g = 1350 мин ^-1

I_p = 0,0052 кг ·м³

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ПРИВОДНОГО БАРАБАНА ДЛЯ РЕЗИНОВЫХ ЛЕНТ

, (1.25)

где К – коэффициент диаметра барабана К = 125 … 140.

Принимаем Д_пб = 400 мм

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПРИВОДА И ПОДБОР РЕДУКТОРА

, (1.26)

где n_g и n_б – частота вращения, соответственно двигателя и барабана

(1.27)

Принимаем редуктор типа Ц2 (Табл. 33 / 1 /). Ц2У – 125

U_p = 12,5

Т_тр = 500 Н·м

η_р = 0,97

Проверка по передаточному числу

(1.28)

(1.29)

РАСЧЕТ ВАЛА ПРИВОДНОГО БАРАБАНА И ВЫБОР ПОДШИПНИКА

Выбор муфты.

Расчетный момент муфты:

(1.30)

Принимаем муфту типа МУВП (Табл. 55, /1/ )

Д = 100 мм

Д₁ = 71 мм

Окружное усилие передаваемое муфтой

(1.31)

Силы, действующие на вал.

Рисунок 4 Расчетная схема

Расчетная схема в виде балки на шарнирных опорах.

Рисунок 5. Эпюра изгибающих и крутящих моментов

Принимаем

l_м = 162 мм; l = 600 мм

Сумма моментов относительно точки В.

(1.32)

Сумма моментов относительно точки А.

(1.33)

Проверка:

Изгибающий момент в точке В равен:

(1.34)

Изгибающий момент в точке А равен:

(1.35)

Крутящий момент равен:

(1.36)

Определение эквивалентного момента по III теории прочности.

(1.37)

Определяем диаметр вала из условия прочности на изгиб.

(1.38)

Для вала изготовленного из материала сталь 45 [σ] = 120 Мпа.

(1.39)

Выбор подшипников качения к валу приводного барабана.

Подшипники качения рассчитывают по динамической грузоподъемности. Наиболее нагружена опора А R_A > R_B.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

, (1.40)

где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; X = 1.

ν – коэффициент учитывающий какое кольцо вращается. При вращение внутреннего кольца; v = 1, К_б – коэффициент безопасности, К_б = 1,4;

К_т – температурный коэффициент, К_т = 1, при нагреве до 100 ⁰ С;

F_a – осевая нагрузка, F_a = 0;

F_r – радиальная нагрузка, Н·м F_r = R_A = 257 Н·м;

Принимаем подшипники качения шариковые радиальные.

По диаметру вала берём подшипники средней серии (3) 306 для диаметра вала d = 30 мм. (Табл. 24.10 / 3 /).

Подшипник 306 ГОСТ 8338 – 75

Динамическая грузоподъемность С_r = 28.1 кH;

Статическая грузоподъёмность С_оr = 14,6 кН.

Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется по формуле :

, (1.41)

где L – поминальная долговечность;

а₁ – коэффициент качества, а₁ = 1;

а₂ – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации а₂ = 0,8.

Номинальная долговечность определяется по формуле:

, (1.42)

где L_h – расчетная долговечность, ч L_h = 15000 – 20000 ч;

n – частота вращения вала, n = 119 мин ^–1.

Так как расчетная динамическая грузоподъёмность больше требуемой, то подшипник 306 пригоден.

РАСЧЕТ НАТЯЖНОГО УСТРОЙСТВА

Рисунок 6. Расчетная схема

Суммарное усилие:

На натяжное устройство действует крутящий момент Т и сила F_сум изгибающая вал.

Из формулы (1.28 / 2 /), для винтового натяжного устройства находим усилие затяжки винта:

, (1.43)

где К_зат – коэффициент затяжки, К_зат = 3,5 … 4,5

F_в – усилие на винт натяжного устройства

, (1.44),

Расчетное усилие на винт:

, (1.45)

где χ – коэффициент внешней нагрузки. Принимаем

χ = 0,3,

Условие прочности на растяжение винта:

, (1.46)

где [σ] = 80 … 100 МПа;

d₁ – внутренний диаметр резьбы.

Из условия прочности на растяжение винта определяем внутренний диаметр резьбы:

Принимаем винт М12

d₁ = 10.106 мм, d = 12 мм.

ВЫВОДЫ

В результате выполнения курсового проекта были произведены проектные расчеты на прочность и жёсткость основных узлов и деталей ленточного конвейера, а также получены их размеры:

ширина ленты В = 400 мм;

диаметр приводного барабана Д_б = 400 мм;

диаметр натяжного барабана Д_н = 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 и расчет подъёмно – транспортирующих машин сельскохозяйственного назначения / Под ред. 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. Курсовое проектирование 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.