Общие сведения по теме курсовой работы и ее выполнению

Структура курсовой работы по заданной теме должна иметь следующий вид:

Введение
Глава 1. Приводной вал ленточного конвейера (с параграфами)
Глава 2. Расчет приводного вала ленточного конвейера
2.1. Исходные данные
2.2. Предварительный расчёт приводного вала
2.3. Определение усилий
2.4. Определение опорных реакций, возникающих в подшипниковых узлах приводного вала и проверка долговечности подшипников
2.5. Проверка прочности шпоночного соединения
2.6. Уточнённый расчёт приводного вала
Заключение
Список используемой литературы:
Приложения

Введение, первая глава, заключение, список используемой литературы и приложения должны быть выполнены в соответствии с 3-им разделом данного методического указания.

Далее в данном разделе представлена методика расчета приводного вала ленточного конвейера, которая должна быть раскрыта во второй главе курсовой работы.

Общие сведения о ленточных конвейерах [1]

На приводном валу ленточного конвейера устанавливают барабан (рис. 1). Барабаны ленточных конвейеров изготавливают сварным (рис. 1 и рис. 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 (рис. 1 и рис. 2) закрепляют на валу одной шпонкой со стороны подвода крутящего момента. Опоры приводного вала устанавливают на расстоянии 100…200 мм от кромок барабана (рис. 1). При этом опоры выполняют преимущественно радиальными сферическими подшипниками качения (в основном шариковыми).

Рис.1[1]

Рис. 2[1]

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 (рис. 1).

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

Размеры ступицы следующие:

1) диаметр d_ст=1,6∙d;

2) длина l_ст=(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 (рис. 1). Размеры поперечного сечения шпонки bxh принимают по таблице П1 приложения.

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

Расчетные схемы приводных валов ленточных конвейеров представлены на рисунке 3 [1].

а) б)

Рис. 3

Расчетное усилие S для приводного вала конвейера определяется по формуле

S=S_наб+S_сб , (1)

где S_наб - натяжение в набегающей на приводной барабан ветви ленты, S_сб – 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 S_наб и S_сб можно определить, решая систему уравнений:

(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,

3,00 – при сухой атмосфере.

Консольными нагрузками для приводного вала являются:

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

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

3) F_t – окружное усилие,

4) F_r – радиальное усилие,

5) F_a – осевое усилие.

Усилие F_м определяется по зависимости

F_м=(0,2…0,5)F_tм , (3)

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

, (4)

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

При установке между редуктором и приводным валом компенсирующей муфты сила F_м, создаваемая ею, принимается в качестве силы неопределенного направления. Поэтому для приводного вала отдельно рассматривается нагружение F_м (рис. 3 а), б)), определяются реакции опор R_AM и R_BM, а также строится эпюра изгибающего момента М_м от данной силы. Тогда для наихудшего случая результирующая реакция наиболее нагруженной опоры, например А равна R_A=R_A+R_AM и результирующий изгибающий момент в соответствующем опасном сечении вала равен М_u=М+М_м.

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.

Исходные данные

Исходные данные выбираются в соответствии с номером варианта из раздела 7 данного методического указания.

Номер варианта определяется по последней цифре индивидуального номера студента. Например, если ИНС053-00218, то выбирается вариант 8.

Для наглядности возьмемисходные данные в виде [1, стр. 12, 13]:

1. Частота вращения приводного вала n=60 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=915,208 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=400 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 Т_р=1120,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=10000 ч.

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 ([2], 8.16)

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

Получаем

принимаем d_{в пр} =63 мм.

Диаметр вала под уплотнением

принимаем d_{у пр} =75 мм.

Диаметр вала под подшипники d_{п пр} =75 мм.

Диаметр вала для упора подшипников

принимаем d_{уп пр} =90 мм.

Диаметр вала в зоне посадки ступицы барабана d_{ст б} =95 мм.

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

2.3. Определение усилий [1]

Величину F_м определим по зависимостям (4) и (3), где D₀=147.21 мм:

,

/

Принимаем F_м =5329 Н.

Расчетное усилие S определяем по формуле (1), а усилия S_наб и S_сб определяются из системы уравнений (2), коэффициент с=2,08:

2.4. Определение опорных реакций, возникающих в подшипниковых узлах приводного вала и проверка долговечности подшипников [1]

Схема нагружения приводного вала представлена на рисунках 3а 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):

.

Рис. 4 [1]

Определяем опорные реакции от действия усилия F_м (рис. 4):

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

2.5. Проверка прочности шпоночного соединения [1]

2.6. Уточнённый расчёт приводного вала [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).

Определяем величины изгибающих моментов (рис.4 б).

Изгибающие моменты составят:

Рассмотрим место установки барабана.

Материал вала – сталь 45 нормализованная:

Варианты курсовой работы (исходные данные)

Вариант 0.

1. Частота вращения приводного вала n=100 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=900 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=400 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 Т_р=1120,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=10000 ч.

Вариант 1.

1. Частота вращения приводного вала n=90 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=910 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=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 Т_р=1130,6 Н∙м.

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

Вариант 2.

1. Частота вращения приводного вала n=80 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=920 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=500 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 Т_р=1120,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=20000 ч.

Вариант 3.

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

2. Вращающий момент на приводном валу Т=930 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=550 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 Т_р=1130,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=25000 ч.

Вариант 4.

1. Частота вращения приводного вала n=60 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=940 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=600 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 Т_р=1120,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=30000 ч.

Вариант 5.

1. Частота вращения приводного вала n=60 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=950 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=400 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 Т_р=1130,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=10000 ч.

Вариант 6.

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

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

3. Диаметр барабана D_б=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 Т_р=1120,6 Н∙м.

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

Вариант 7.

1. Частота вращения приводного вала n=80 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=970 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=500 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 Т_р=1130,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=20000 ч.

Вариант 8.

1. Частота вращения приводного вала n=90 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=980 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=550 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 Т_р=1120,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=25000 ч.

Вариант 9.

1. Частота вращения приводного вала n=100 об/мин.

2. Вращающий момент на приводном валу Т=990 Н∙м.

3. Диаметр барабана D_б=600 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 Т_р=1130,6 Н∙м.

5. Расчетный срок службы [L_h]=30000 ч.

8. Рекомендуемая литература

1. Барабанцев В.А. Расчет 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. П.О. Сухого, 2009. – 39 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / С.А. Чернавский и др. – М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.

3. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. – М: Машиностроение, 1983. - 543 с.

4. Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. – Брест: БГТУ, 2004. – 488 с.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. школа, 2001. – 447 с.

ПРИЛОЖЕНИЕ 1