Курсовая работа

Негосударственное образовательное учреждение высшего образования Московский технологический институт

Факультет __________________ Кафедра __________________

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине _____________________________

на тему:

«____________________________________________»

Уровень образования_____________________

Направление____________________________

Профиль____________________

Выполнил (а):

Студент (ка) _____ курса

Форма обучения_________

_______________________

(ФИО полностью)

2014

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ…………………………………………………………………..3

1  ПРИВОДНОЙ ВАЛ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЕРА. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ………………………………………………………………………..5

2 РАСЧЕТ ПРИВОДНОГО ВАЛА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЕРА………..9

2.1. Исходные данные……………………………………………………….9

2.2. Предварительный расчёт приводного вала……………………………9

2.3. Определение усилий……………………………………..…………….10

2.4. Определение опорных реакций, возникающих в подшипниковых узлах приводного вала и проверка долговечности подшипников…………….10

2.5. Проверка прочности шпоночного соединения………………………13

2.6. Уточнённый расчёт приводного вала…………………………………13

ЗАКЛЮЧЕНИЕ…………………………………………………………….17

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………………………………………………….18

ВВЕДЕНИЕ

Объектом исследования в данном курсовом проекте являются ленточные конвейеры, которые являются наиболее распространённым типом транспортирующих машин непрерывного действия во всех отраслях промышленности. Из более чем полумиллиона конвейерных установок, эксплуатирующийся в нашей стране, 90% составляют ленточные конвейеры. Они используются на складах и в портах, в качестве элементов погрузочных и перегрузочных устройств, в горнодобывающей промышленности –для транспортирования руд полезных ископаемых и угля при открытой разработке, в металлургии – для подачи земли и, на предприятиях с поточным производством –для транспортирования заготовок между рабочими местами и т. д. [1,2,3,4].  

Актуальной тенденцией современного развития ленточных конвейеров в России и за рубежом заключается в значительном  увеличении их производительности, длины и мощности, что связано с увеличением грузопотоков и длины транспортирования. В связи с этим созданием современных мощных, высокопроизводительных ленточных конвейеров возможно только на базе глубоких теоретических и экспериментальных исследований и обоснованных уточненных методов расчета параметров и элементов конструкции конвейеров [3]. Существенным преимуществом ленточных конвейеров является значительная производительность, которая при больших скоростях движения и ширине ленты может быть доведена до 20000 т/ч и даже до 30000 т/ч, что во много раз превышает производительность других конвейеров. Ленточные конвейеры могут иметь сложные трассы с горизонтальными и наклонными участками, а также с изгибами в горизонтальной плоскости. Длина горизонтальных конвейеров может составлять 3…5 км для одной машины, а в отдельных случаях достигает 14 км. Благодаря простоте конструкции и эксплуатации, удобству контроля за работой и автоматизации управления ленточные конвейеры имеют высокую надежность при работе в тяжелых условиях. К недостаткам ленточных конвейеров относятся высокая стоимость ленты и роликов, составляющая соответственно 30-50% общей стоимости конвейера, что использование этих конвейеров затруднено транспортированием пылевидных, горячих и тяжелых штучных грузов, а также углах наклона трассы превышающих 18-20 градусов. Сравнительные технико – экономические  исследования показали и опыт проектирования и эксплуатации ленточных конвейеров показывают,  что для транспортирования  массовых грузов с грузооборотом 5 -25 млн. т/год на расстояние до 100 км применять ленточные конвейеры экономичнее, чем использовать железнодорожный или автомобильный транспорт.

Подробно все типы и методики проектирования ленточных конвееров рассмотрены в книгах Зенкова, Спиваковского и Шахмейстера.

Возрастающее использование ленточных конвейеров требует повышения их количества и ТЭП, ставит перед исследователями важные задачи: создание высокопрочных и теплостойких лент, повышение сроков службы роликовых опор, разработка уточненных методик расчета, создание надежно действующих загрузочных и перегрузочных устройств, приводов большой мощности, снижение материалоемкости конструкций и т. д [5].

Предметом исследования будет являться вал – наиболее нагруженная деталь ленточного конвейера.

Существует множество проверенных методик расчета валов на прочность. При проведении расчетов в данном курсовом проекте использовались рекомендации из справочников Анурьева [6] и Дунаева [9].

1 ПРИВОДНОЙ ВАЛ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЕРА. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

На приводном валу ленточного конвейера устанавливают барабан (рисунок 1.1). Барабаны ленточных конвейеров изготавливают сварным (рисунок 1.1 и рисунок 1.2) или литыми. В сварной конструкции за счет уменьшения толщины элементов возможно сокращение расхода металла и уменьшение массы барабана. Поэтому в курсовой работе предпочтение следует отдавать сварной конструкции барабана. Барабаны с двумя ступицами (рисунок 1.1 и рисунок 1.2) закрепляют на валу одной шпонкой со стороны подвода крутящего момента. Опоры приводного вала устанавливают на расстоянии 100…200 мм от кромок барабана (рисунок 1.1). При этом опоры выполняют преимущественно радиальными сферическими подшипниками качения (в основном шариковыми).

Рисунок 1.1

Рисунок 1.2

Обод сварного барабана изготавливают из стандартной трубы или сваривают из листа. Толщина обода составляет 10…15 мм, поэтому при выборе трубы следует учесть припуск на обработку обода по наружному диаметру. Внутреннюю поверхность обода протачивают в местах установки дисков (рисунок 1.1).

Диски изготавливают из листа толщиной 6…8 мм, ребра – из полосы такой же толщины.

Размеры ступицы следующие:

1)  диаметр dст=1,6∙d;

2)  длина lст=(1,2…1,5)∙d, где d – диаметр вала в зоне посадки ступицы.

Шпоночное соединение предусматривают только в одной ступице со стороны подвода крутящего момента (рисунок 1.1). Размеры поперечного сечения шпонки bxh принимают по таблице П1 приложения.

Наружный диаметр барабана D и его длина Lб задаются. Если величина Lб не задана, то ее принимают равной Lб=В+(100…200) мм.

Расчетные схемы приводных валов ленточных конвейеров представлены на рисунке 1.3.

Рисунок 1.3

Расчетное усилие S для приводного вала конвейера определяется по формуле

S=Sнаб+Sсб , (1.1)

где Sнаб - натяжение в набегающей на приводной барабан ветви ленты, Sсб – натяжение на сбегающей ветви. Они измеряются в Н.

В конвейерах, как правило, верхние грузовые ветви ленты являются набегающими на приводной барабан, а нижние холостые – сбегающими.

При известном вращающем моменте Т на приводном валу усилия Sнаб и Sсб можно определить, решая систему уравнений:

(1.2)

где Т – вращающий момент на приводном валу, измеряется в Н∙м, D – диаметр барабана в мм, с – коэффициент, зависящий от типа конвейера.

Для ленточного конвейера с чугуным или стальным барабаном значения коэффициента с равны:

1,44 – при очень влажной атмосфере,

2,08 – при влажной атмосфере, (наш случай)

3,00 – при сухой атмосфере.

Консольными нагрузками для приводного вала являются:

1)  сила от муфты Fм при соединении выходного вала редуктора с приводным валом посредством компенсирующей муфты,

2)  Fв – консольная сила от цепной передачи при ее установке между редуктором и приводным валом,

3)  Ft – окружное усилие,

4)  Fr – радиальное усилие,

5)  Fa – осевое усилие.

Усилие Fм определяется по зависимости

Fм=(0,2…0,5)Ftм , (1.3)

где Ftм - окружное усилие в муфте, измеряемое в Н, определяется по формуле

, (1.4)

здесь Тр – расчетный крутящий момент на муфте в Н∙мм, D0 – диаметр муфты.

При установке между редуктором и приводным валом компенсирующей муфты сила Fм, создаваемая ею, принимается в качестве силы неопределенного направления. Поэтому для приводного вала отдельно рассматривается нагружение Fм (рисунок 1.3), определяются реакции опор RAM и RBM, а также строится эпюра изгибающего момента Мм от данной силы. Тогда для наихудшего случая результирующая реакция наиболее нагруженной опоры, например А равна RA=RA+RAM и результирующий изгибающий момент в соответствующем опасном сечении вала равен Мu=М+Мм.

После этого проводится проверочный расчет шпоночного соединения на смятие, по динамической грузоподъемности проверяется предварительно выбранный радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник наиболее нагруженной опоры и в опасном сечении выполняется проверочный расчет вала на сопротивление усталости.

2 РАСЧЕТ ПРИВОДНОГО ВАЛА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЕРА

2.1. Исходные данные

Исходные данные:

1.  Частота вращения приводного вала n=70 об/мин.

2.  Вращающий момент на приводном валу Т=960 Н∙м.

3.  Диаметр барабана Dб=450 мм.

4.  Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом принята цепная муфта, передающая максимальный крутящий момент 1400 Н∙м. Расчетный крутящий момент на муфте Тр=1120,6 Н∙м.

5.  Расчетный срок службы [Lh]=15000 ч.

Длину Lб примем равной 700 мм

2.2. Предварительный расчёт приводного вала [1]

Предварительный расчет валов ведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр выходного конца приводного вала определяется по формуле ([11], 8.16)

(2.1)

где [τk] – допускаемое напряжение на кручение, МПа; [τk] = 15 … 25 МПа.

Получаем

(мм);

принимаем dв пр =63 мм.

Диаметр вала под уплотнением

(2.2)

(мм);

принимаем dу пр =75 мм.

Диаметр вала под подшипники dп пр =75 мм.

Диаметр вала для упора подшипников

(2.3)

(мм);

принимаем dуп пр =90 мм.

Диаметр вала в зоне посадки ступицы барабана dст б =95 мм.

Величины t и r принимаем по ([9], с.42): tцил=4,6, tкон=2,9, r=3,5.

2.3. Определение усилий [1]

Величину Fм определим по зависимостям (1.3) и (1.4), где D0=147.21 мм:

,

Принимаем Fм =5000 Н.

Расчетное усилие S определяем по формуле (1.1), а усилия Sнаб и Sсб определяются из системы уравнений (1.2), коэффициент с=2,08:

2.4. Определение опорных реакций, возникающих в подшипниковых узлах приводного вала и проверка долговечности подшипников [7]

Схема нагружения приводного вала представлена на рисунках 1.3 и 2.1.

Пусть заданы расстояния: а=160 мм, b=150 мм, с=700 мм, d=150 мм.

Определяем опорные реакции от действия усилия S (рисунок 2.1 а):

Рисунок 2.1 [1]

Определяем опорные реакции от действия усилия Fм (рисунок 2.1):

Проверка:

Подбор подшипников осуществляем по наиболее нагруженной опоре.

Для установки на приводной вал принимаем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии 1315 по ГОСТ 28428-90, имеющие следующую характеристику:

d=75 мм; D=160 мм; B=37 мм;

С=80 кН; С0=40,5 кН.

Номинальная долговечность подшипника, млн. об., определяется по формуле ([11], 9.1)

(2.4)

где С – динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

Pэ – эквивалентная нагрузка, кН;

p – показатель степени; для шариковых подшипников p=3.

Номинальная долговечность подшипника в часах определяется по формуле ([11], 9.2)

(2.5)

Так как осевая нагрузка отсутствует, то эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

(2.6)

где X – коэффициент радиальной нагрузки; Х=1 ([11], табл. 9.18);

V – коэффициент вращения; V=1;

Kб – коэффициент безопасности; Kб=1,3 ([11], табл. 9.19);

Kт – температурный коэффициент; Kт=1,0.

млн. об.

Долговечность подшипников приводного вала обеспечена.

2.5. Проверка прочности шпоночного соединения [7]

Для изготовления шпонок принимаем сталь 45 нормализованную. Напряжения смятия и условие прочности проверяется по формуле ([11], 8.22)

(2.7)

где Т – передаваемый вращающий момент,

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

lp – рабочая длина шпонки, мм;

- допускаемое напряжение смятие, МПа; =150 МПа ([12], п.8.1).

В месте установки барабана:

d=95 мм; bxh=25x14 мм; l=130 мм; t1=9 мм.

МПа;

Условие прочности (2.7) выполняется.

2.6. Уточнённый расчёт приводного вала [1]

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому.

Прочность вала считается обеспеченной при условии:

(2.8)

где - допускаемая величина коэффициента запаса прочности; =2,5 ([15], с.162).

Коэффициент запаса прочности в опасном сечении определяется по формуле:

(2.9)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжения,

(2.10)

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; - для углеродистых сталей;

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

(2.11)

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; .

Остальные обозначения в формуле (2.11) имеют тот же смысл, что и в формуле (2.10), с той лишь разницей, что они относятся к напряжениям кручения.

Определяем величины изгибающих моментов (рисунок 2.1 а).

Нмм;

Нмм;

Определяем величины изгибающих моментов (рисунок 2.1 б).

Нмм;

Нмм;

Изгибающие моменты составят:

Нмм;

Нмм;

Рассмотрим место установки барабана.

Материал вала – сталь 45 нормализованная:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

([2], табл. 8.5);

([2], табл. 8.8);

([2], с. 163, 166).

Момент сопротивлению кручению ([11], табл. 8.5);

(2.12)

мм3;

Момент сопротивлению изгибу ([11], табл. 8.5);

(2.13)

мм3;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

Условие прочности (2.8) выполняется.

Рассмотрим опору А.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника с гарантированным натягом.

([11], табл. 8.5).

Принимаем

Осевой момент сопротивления

мм3;

Амплитуда нормальных напряжений

МПа;

Полярный момент сопротивления:

мм3;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа;

Условие прочности (2.8) выполняется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте был спроектирован приводной вал ленточного конвейера.

В п.2.1 исходя из заданных нагрузок и конструкторских рекомендаций были подобраны диаметры участков вала принимаем dв пр =63 мм, dу пр =75 мм, dп пр =75 мм, dуп пр =90 мм, dст б =95 мм. Длины участков были рассчитаны ранее в п.1.

В п.2.2 рассчитаны усилия действующие на вал Fм =5000 Н.

В п.2.3 были построены эпюры моментов, определены реакции опор. Исходя из полученных реакций и заданного ресурса были выбраны сферические двухрядные подшипники средней серии 1315 по ГОСТ 28428-90.

Выбор и проверка шпонок в месте препления барабана произведена в п.2.5.

Поверочный расчет вала был произведен в п.2.6 из которого следует что ранее выбранные диаметры удовлетворяют условие прочности с запасом 3.48.

 

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. , Ивашков непрерывного транспорта. М.: Машиностроение, 1987. 431 с.  

2. , Дьячков машины. М.: Машиностроение, 1983. 487 с.  

3. , Дмитриев и расчет ленточных конвейеров. М.: Машиностроение, 1978. 392 с.  

4. Пертен справочник. М.: Машиностроение, 1984. с.367  

5. Александров -транспортные машины. М.: Высшая школа, 1985. 520 с.

6. Анурьев конструктора-машиностроителя: В 3т. М.: Машиностроение, 1979-1982.

7. Барабанцев и конструирование приводного вала: метод. указания к курсовому проекту по дисциплинам «Прикладная механика» и «Механика» для студентов техн. специальностей днев. и заоч. форм обучения. – Гомел: ГГТУ им. , 2009. – 39 с.

8. Детали машин и основы конструирования: Учебник: Электронная библиотека / Под ред. . - М: Колос,2005.-462 c.

9. , Леликов узлов и деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. школа, 2001. – 447 с.

10. , , Козинцов деталей машин: справочное пособие– 3-е изд., перераб. и доп. – Минск: Высш. шк., 1986.

11. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / и др. – М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.

12. Перель качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. – М: Машиностроение, 1983. - 543 с.

13. Подбор муфт. Конструкция, основы расчета / ., . - Учеб. пособие по курсовому и дипломному проектированию. – Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т», 2006. – 103с.

14. Проектирование подшипников и валов / . - Учеб. пособие. – Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т», 2004. – 220с.

15. Санюкевич машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. – Брест: БГТУ, 2004. – 488 с.