Расчет приводного вала ленточного конвейра

Данная курсовая работа посвящена проектированию приводного вала ленточного конвейера. Приводной вал является одним из основных механизмов ленточного конвейера. Он преобразует вращающий момент на выходе привода в поступательное движение ленты конвейера. Широкое использование ленточных конвейеров в различных отраслях промышленности определяет важность этой работы.
Проектирование приводного вала состоит в конструктивной разработке общего расположения и выборе формы отдельных деталей. При проектировании должны быть обеспечены следующие требования: прочность, долговечность, экономическая целесообразность, безопасность в обслуживании.
На первом этапе данной курсовой работы было проведено исследование ленточного конвейера. Дано определение этому устройству. Рассмотрена область применения. Опред ...

Оглавление 2
Введение 3
1. Приводной вал ленточного конвейера 6
1.1 Ленточный конвейер 6
1.1.1 Общие сведения 6
1.1.2. Классификация 8
1.1.3. Достоинства ленточных конвейеров 10
1.2. Приводной вал ленточного конвейера 11
1.2.1. Общие сведения 11
1.2.1. Методика расчета 12
2. Расчет приводного вала ленточного конвейера 15
2.1. Исходные данные 15
2.2 Предварительный расчет приводного вала 15
2.3 Определение усилий 16
2.4. Определение опорных реакций и расчет подшипников 16
2.5 Проверка прочности шпоночного соединения 21
2.6 Уточненный расчет приводного вала 22
Заключение 26
Список использованной литературы 28

Проектирование машин, механизмов и их узлов заключается в конструктивной разработке общего расположения и выборе формы отдельных деталей. Основными требованиями, предъявляемыми к объектам проектирования, принимают: прочность, долговечность, экономическую целесообразность и безопасность в обслуживании. Причем требование экономической целесообразности, определяемое стоимостью затрат как на проектирование так и на изготовление и эксплуатацию, ставится на одно из первых мест.
Стоимость объекта определяется стоимостью материалов, стоимостью изготовления и обработки отдельных деталей, а также его массой и габаритами, определяющими стоимость транспортировки, складских и производственных площадей.
Актуальность темы исследования заключается в том, что рассматриваемое в работе устройство — ленточны й конвейер широко используется в различных отраслях промышленности, а приводной вал является одной из основных частей ленточного конвейера.
Объектом исследования данной курсовой работы является ленточный конвейер. Ленточный конвейер — транспортирующее устройство непрерывного действия с объединённым грузонесущим и тяговым органом в виде замкнутой (бесконечной) гибкой ленты. Лента приводится в движение силой трения между ней и приводным барабаном; опирается по всей длине на стационарные роликоопоры.
Предмет исследования данной курсовой работы - приводной вал ленточного конвейера. Приводной вал является исполнительным механизмом ленточного конвейера. Исполнительный механизм - это механизм, выполняющий непосредственно требуемую технологическую операцию, предопределяющую целевое назначение рабочей машины.
Цель работы: ознакомиться с устройством ленточного конвейера и его видами, приобрести необходимые навыки в выполнении расчетов и проектирования приводного вала ленточного конвейера.
Задачи исследования:
1. Ознакомление с технической литературой по данной теме.
2. Анализ ленточных конвейеров.
3. Изучение различных видов ленточных конвейеров.
4. Определение диаметров ступеней приводного вала.
5. Определение усилий, действующих на вал.
6. Подбор и расчет подшипников.
7. Выбор шпонки и расчет шпоночного соединения.
8. Расчет вала на усталостную прочность.
9. Анализ результатов.
В курсовой работе произведены проектировочный и проверочный расчет приводного вала на основании исходных данных.
В графической части работы приведены эскизы, характеризующие расчетные схемы, графики и эпюры расчетных характеристик, выполненные по правилам ЕСКД.
Вся расчетная часть курсовой работы оформлена в виде расчетно-пояснительной записки.
Рассматриваемая тема очень подробно освещена в различной технической литературе. Наибольший интерес представляют следующие источники:
1. Барабанцев В.А. [4].
2. Чернавский С.А. [5].
3. Перель Л.Я. [6].
4. Санюкевич Ф.М. [7].
5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. [8].
6. Иванов М.Н. [9].
7. Шейнблит А.Е. [10].
8. Воячек А.И., Сенькин В.В. [12].
9. Глухов В.С., Терещенко З.А., Дикой А.А. [13].
10. Ланцевич М.А. [17].
11. Леликов, О. П. [18].

На первом этапе проводится предварительный расчет. В ходе этого расчета определяются диаметры ступеней вала и их длина.
На втором этапе проводят силовой расчет, при этом определяются все силы, действующие на вал и крутящие моменты.
На третьем этапе определяются реакции в опорах вала, строятся эпюры и рассчитываются изгибающие моменты в определенных сечениях вала.
На четвертом этапе в зависимости от условий эксплуатации подбираются подшипники и производится расчет подшипников.
На пятом этапе проводится проверочный расчет шпоночного соединения на смятие, по динамической грузоподъемности.
На шестом этапе выполняется проверочный расчет вала на сопротивление усталости [17].
2. Расчет приводного вала ленточного конвейера
2.1. Исходные данные
Вариант 1.
1. Частота вращения приводного вала n=90 об/мин.
2. Вращающий момент на приводном валу Т=910 Н∙м.
3. Диаметр барабана Dб=450 мм.
4. Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом принята цепная муфта, передающая максимальный крутящий момент 1500 Н∙м. Расчетный крутящий момент на муфте Тр=1130,6 Н∙м.
5. Расчетный срок службы [Lh]=15000 ч.
2.2 Предварительный расчет приводного вала
Предварительный расчет валов ведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [20].
Диаметр выходного конца приводного вала определяется по формуле ([5], 8.16):
d ≥ , (2.1)
где [τk] – допускаемое напряжение на кручение, МПа; [τk] = 15 … 25 МПа [24].
Получаем:
dв.пр = = 61,4 мм
принимаем dв пр = 63 мм.
Диаметр вала под уплотнением [26]:
dу.пр = dв пр + 2t; (2.2)
dу.пр = 63 + 2∙4,6 = 72,2 мм;
принимаем dу пр =75 мм.
Диаметр вала под подшипники dп пр =75 мм [25].
Диаметр вала для упора подшипников:
dуп.пр = dп пр + 3r; (2.3)
dуп.пр = 75 + 3∙3,5 = 85,5 мм;
принимаем dуп пр = 90 мм.
Диаметр вала в зоне посадки ступицы барабана dст б = 95 мм.
Величины t и r принимаем по ([8], с.42): tцил=4,6, tкон=2,7, r=3,5.
2.3 Определение усилий
Величину Fм определим по зависимостям (4) и (3), где D0=157,73 мм:
Ftм = 2∙1130,6∙103/157,73 = 14336 Н,
Fм = (0,2...0,5)∙14336 = 2867...7168 Н.
Принимаем Fм =5018 Н.
Расчетное усилие S определяем по формуле (1), а усилия Sнаб и Sсб определяются из системы уравнений (2), коэффициент с=2,08:
Sнаб = 2,08∙Sсб;
2,08∙Sсб — Sсб = 2∙910∙103/450;
Sсб(2,08 — 1) = 4044;
Sсб = 4044/1,08 = 3744 Н;
Sнаб = 2,08∙3744 = 7788 Н;
S = 7788 + 3744 = 11532 Н.
2.4. Определение опорных реакций и расчет подшипников
Схема нагружения приводного вала представлена на рисунках 3 и 4а.
Пусть заданы расстояния: а=162 мм, b=160 мм, с=410 мм, d=160 мм.
Определяем опорные реакции от действия усилия S (рис. 4а):
∑МА = 0; (S/2)∙b + (S/2)∙(b + c) – RB∙(b + c + d) = 0;
RB = ((S/2)∙b + (S/2)∙(b + c))/(b + c + d);
RB = ((11532/2)∙160 + (11532/2)∙(160 + 410))/(160 + 410 + 160) = 5766 Н;
∑МВ = 0; -(S/2)∙(c + d) - (S/2)∙d + RA∙(b + c + d) = 0;
RA = ((S/2)∙(c + d) + (S/2)∙d)/(b + c + d);
Рис. 3
RA = ((11532/2)∙(410 + 160) + (11532/2)∙160)/(160 + 410 + 160) = 5766 Н;
Определяем опорные реакции от действия усилия Fм (рис. 4):
∑МА = 0; -FM∙a + RBM∙(b + c + d) = 0;
RBM = (FM∙a)/(b + c + d);
RBM = (5018∙162)/(160 + 410 + 160) = 1113,6 H;
∑МB = 0; -FM∙(a + b + c + d) + RAM∙(b + c + d) = 0;
RAM = (FM∙(a + b + c + d))/(b + c + d);
RAM = (5018∙(162 + 160 + 410 + 160))/(160 + 410 + 160) = 6131,6 H;
Проверка: ∑Y = 0; -FM + RAM - RBM = 0;
-5018 + 6131,6 — 1113,6 = 0
0 = 0.
Рис. 4
Подбор подшипников осуществляем по наиболее нагруженной опоре [18].
R∑A = RA + RAM;
R∑A = 5766 + 6131,6 = 11897,6 H.
Для установки на приводной вал принимаем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии 1315, имеющие следующую характеристику [6], [2]:
d = 75 мм; D = 160 мм; В = 37 мм;
С = 80 кН; С0 = 40,5 кН.
Номинальная долговечность подшипника, млн. об., определяется по формуле ([5], 9.1):
L = (C/PЭ)р , (2.4)
где С — динамическая грузоподъемность подшипника, кН;
РЭ — эквивалентная нагрузка, кН;
р — показатель степени; для шариковых подшипников р = 3.
Номинальная долговечность подшипника в часах определяется по формуле ([5], 9.2):
Lh = (106∙L)/(60∙n) (2.5)
Так как осевая нагрузка отсутствует, то эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
РЭ = XVRA∙Кб∙Кт , (2.6)
где Х — коэффициент радиальной нагрузки: Х = 1 ([5], табл. 9.18);
V — коэффициент вращения; V = 1;
Кб — коэффициент безопасности; Кб = 1,3 ([5], табл. 9.19);
Кт - температурный коэффициент; Кт = 1.
РЭ = 1∙1∙11897,6∙1,3∙1 = 15467 Н;
L = (80/15,467)3 = 138 млн. об.
Lh = (106∙138)/(60∙90) = 25556 ч > [Lh] = 15000 ч.
Долговечность подшипников приводного вала обеспечена.
2.5 Проверка прочности шпоночного соединения
Для передачи крутящего момента рекомендуется использовать призматические шпонки, так как соединения с такими шпонками обеспечивают передачу наибольшего крутящего момента.
Геометрические размеры шпонок зависят от диаметра вала, в который вставляется шпонка, и определяются по ГОСТ 23360 – 78 [1].
Эскиз выбранной шпонки с указанием ее основных характеристик приведен на рис. 5.
Рис. 5
Для изготовления шпонок принимаем сталь 45 нормализованную. Напряжения смятия и условие прочности проверяется по формуле ([5], 8.22):
σсм = 2Т/(d∙lp∙(h-t1)) ≤ [σсм], (2.7)
где Т — передаваемый вращающий момент, Н∙мм;
d — диаметр вала в месте установки шпонки, мм; lp = l – b;
[σсм] — допускаемое напряжение смятия, МПа; [σсм] = 150 МПа ([3], 8.1).
В месте установки барабана:
d = 95 мм; bxh = 25x14 мм; l = 130 мм; t1 = 9 мм.
σсм = 2∙910000/(95∙(130-25)∙(14-9)) = 36,5 МПа;
σсм ≤ [σсм].
Условие прочности (2.7) выполняется.
2.6 Уточненный расчет приводного вала
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому.
Прочность вала считается обеспеченной при условии:
s ≥ [s], (2.8)
где [s] – допускаемая величина коэффициента запаса прочности; [s] = 2,5 ([7], с.162).
Коэффициент запаса прочности в опасном сечении определяется по формуле:
s = sσ sτ /(sσ2 + sτ2)1/2, (2.9)
где sσ — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,
sσ = σ-1/(kσσv/εσβ + ψσσm), (2.10)
где σ-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; σ-1= 0,43σв — для углеродистых сталей;
kσ — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
β — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
σv — амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба σи в рассматриваемом сечении;
σm — среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
sτ — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
sτ = τ-1/(kττv/ετβ + ψττm), (2.11)
где τ-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;
τ-1 = 0,58σ-1 .
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 (рис.4 а).
МА = МВ = МС = 0;
МD = RA∙b = 5766∙160 = 922560 H∙мм;
МЕ = RA∙(b+с) — S/2∙c = 5766∙(160+410) – 5766∙410 = 922560 H∙мм;
Определяем величины изгибающих моментов (рис.4 б).
МВ = МС = 0;
МA = -FM∙a = -5018∙162 = -812916 H∙мм;
МD = -FM∙(a+b) + RAM∙b = -5018∙(162+160) + 6131,6∙160 = -634752 H∙мм;
МE = -FM∙(a+b+c) + RAM∙(b+c) = -5018∙(162+160+410)+6131,6∙(160+410)= = -178176 H∙мм.
Изгибающие моменты составят:
М∑D = 922560 – 634752 = 287808 H∙мм;
М∑A = -812916 H∙мм.
Рассмотрим место установки барабана.
Материал вала – сталь 45 [3] нормализованная [9], [21]:
σв = 570 МПа;
σ-1= 0,43∙570 = 245 МПа;
τ-1 = 0,58∙245 = 142 МПа.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:
kσ = 1,59; kτ = 1,49 ([5], табл. 8.5.);
εσ = 0,71; ετ = 0,6 ([5], табл. 8.8.);
ψσ = 0,15; ψτ = 0,1 ([5], с.163, 166).
Момент сопротивления кручению ([5], табл. 8.5.):
Wk нетто = (πd3/16) – (bt1(d-t1)2)/2d; (2.12)
Wk нетто = (3,14∙953/16) – (25∙9∙(95-9)2)/2∙95 = 159501 мм3.
Момент сопротивления изгибу ([5], табл. 8.5.):