Введение

Ленточный конвейер–транспортирующее устройство непрерывного действия с рабочим органом в виде ленты.

Ленточный конвейер является наиболее распространенным типом транспортирующих машин, он служит для перемещения насыпных или штучных грузов. Применяется на промышленных производствах, в рудниках и шахтах, в сельском хозяйстве. В зависимости от свойств и природы перемещаемого груза угол наклона рабочей стороны ленты может быть установлен до 30 градусов.

Ленточные конвейеры бывают передвижными, переносными, поворотными и стационарными. Стационарные машины применяют для перемещения большого количества материалов на расстояние от 3 до 3000 метров, а передвижные и переносные машины -для перемещения небольшого количества материала на расстояние от до 20 метров. В практике применяют последовательно расположенные конвейеры для перемещения материала на десятки километров.

Часто конвейерная лента является одной из частей транспортирующего устройства. Например, стационарный конвейер для выноса бурового шлама применяется на буровых установках. Шлам, который поднимают на устье скважины, попадает на конвейер и перемещается в шламовый амбар.

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Исходные данные:

Окружное усилие

Скорость конвейера

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода ленточного конвейера

1 Выбор стандартного электродвигателя

1.1 Вычисляем требуемую мощность на валу двигателя мощность на рабочем валу машины:

; (1.1)

1.2 Определяем частоту вращения рабочего вала:

1.3 Коэффициент полезного действия привода:

, (1.3)

где КПД зубчатой закрытой передачи,

КПД ременной передачи,

КПД муфты,

КПД подшипников качения,;

.

1.4 Назначаем стандартную мощность электродвигателя:

Потребная мощность привода:

Мощность двигателя подбираем из ряда мощностей при условии, что

.

Предполагаемые обороты двигателя

;

.

1.5 Определяем частоту вращения на валу двигателя :

(1.5)

где U_рем – передаточное число ременной передачи;

U_зуб – передаточное число зубчатой цилиндрической.

Значение передаточных чисел:

Определяем частоты вращения валов

1.6 Подбираем электродвигатель по мощности Р_тр1=5,5 кВт

и частоте вращения примерно 750 мин^-1 . Это электродвигатель АИР132M8 ТУ 16-525.564-84^'', n_эл=750 мин^-1, Р_эл=5,5 кВт.

Таблица 1.1 Основные размеры, мм

	l	l10	l30	l31	d1	d10	d30	b1	b10	h	h1	h10	h31
132М8	80	178	498	89	38	12	288	10	190	216	8	13	325

Рисунок 1.2 – Эскиз электродвигателя.

Средняя стоимость 9200р

1.7 Угловые скорости валов привода,

(1.6)

; (1.8)

1.8 Мощности на валах привода, кВт

кВт

(1.9)

кВт

(1.10) кВт

1.9 Вращающие моменты на валах привода,

Данные расчёта заносим в табл. 1.2

Таблица 1.2 – Энергетические и кинематические параметры привода

Угловая скорость ω, рад/с	Частота вращения n, мин-1	Мощность Р, кВт	Вращающий момент Т, Н м
ω1 = 75	n1 = 719	P1 = 5,03	T1 = 67
ω2 = 31	n2 = 300	P2 = 4,83	T2 = 156
ω3 = 10	n3 = 106	P3 = 4,5	T3 = 450
ω4 = 10	n4 = 106	P4 = 4,5	T4 = 450

U_ред = 3,15 U_рем = 2,39

1.10 Выбор стандартного редуктора:

U=3,15

T=450 Н·м

Редуктор

Рисунок 1.3 - Эскиз редуктора

Средняя стоимость редуктора 21000 рублей.

2 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для реализации движения данного конвейера было принято на 1 ступени использовать клиноременную передачу.

В клиноременной передаче гибкая связь осуществляется приводным ремнем трапецеидального сечения с углом профиля, равным 40° (в недеформированном состоянии). По сравнению с плос­ким ремнем клиновидный ремень передает большие тяговые усилия, но пе­редача с таким ремнем имеет пониженный КПД.

Клиноременные передачи целесообразно использовать при больших пе­редаточных отношениях, малых межосевых расстояниях и вертикальном расположении осей валов. Скорость ремней клиноременной передачи не должна превышать 30 м/с. В противном случае клиновидные ремни будут вибрировать.

Клиновидные ремни для приводов общего назначения стандартизирова­ны ГОСТ 1284.1-89.

При монтаже клиноременной передачи особое внимание обращают на пра­вильность установки клиновидного ремня в канавке обода шкива.

Преимущества клиноременной передачи:

• Применяются для приводов общего назначения

• Обладает повышенной тяговой способностью по сравнению с плоскоременной

• Имеет меньшие габаритные размеры

• Может передавать вращение одновременно на несколько валов

• Допускают передаточное отношение 6…8 без натяжного ролика

Недостатки клиноременной передачи:

• Менее быстроходны (скорость до 30 м/с)

• Имеют более низкий КПД ( на 1-2%)

Рисунок 2.1- Эскиз клиноременной передачи

Исходные данные:

Р₁ = 5,03 кВт;

Р₂ = 4,83 кВт;

Т₁ = 67 Н∙м;

Т₂ = 156 Н∙м

n₁=791 об/мин

n₂=300 об/мин

U_рем=2,39

По номограмме 1.5 [2] с учетом мощности Р₁ = 5,03 кВт и частоте вращения малого шкива n₁ = 791 мин^-1 выбираем тип ремня В(Б).

Возьмём рекомендуемое значение расчётного диаметра меньшего шкива =140 мм ,так как этот размер влияет на габариты нашей передачи, а выбрав диаметры шкивов в 180 и 224 мм размеры передачи будут большего размера

2.1 Определяем диаметр большего шкива:

d_р2 = d_р1 ∙ u (1 – ε), (2.1) где ε – коэффициент относительного скольжения, ε = 0,01;

u - передаточное число u = 2,39.

d_р2 = 140 ∙2,39(1 – 0,01) = 331 мм

Принимаем ближайшее стандартное значение d_р2 по таблице 1.3 (приложение 3) [2]. В соответствии с ГОСТ 20889-88

d_р2 = 315 мм

2.2 Фактическое передаточное отношение

U_ф = ; (2.2 )

U_ф

Разность фактического и заданного передаточных чисел

∆ = ; (2.3)

∆ = =4,6% следовательно подобранные нами d_р1 и d_р2 подходят.

2.3 Найдём минимальное и максимальное межосевое расстояние между шкивами:

а_мин = 0,7∙(d_р1 + d_р2); (2.4 )

а_мин = 0,7∙(140+ 315) = 319 мм

а_мах = 2∙(d_р1 + d_р2) ; (2.5)

а_мах = 2∙(140+ 315) =910

Принимаем межосевое расстояние из условия:

а_мин<а’<а_мах;

319<а<910 предварительно принимаем а’ = 600 мм

2.4 Расчётная длина клинового ремня вычисляется по формуле 1.7 [2]

l_р = 2∙ + ; (2.6)

l_р = 2∙600+ 1,57∙(140 + 315) + = 1927,11 м

По таблице 1.3 (приложение 2) [2] принимаю L = 2000 мм. Межосевое расстояние, соответствующее принимаемой стандартной длине клинового ремня

а = 0,25 ∙[ L_р - ; (2.7)

а =0,25∙ [2000 – 1,57∙455 + ] = 584 мм

2.5 Угол обхвата ремнём малого шкива:

α₁ = 180º - 57,3º ∙ ; (2.8) α₁=162º

α₁≥ 162º , 162º ≥ 110º условие выполняется

2.6 Скорость ремня

; (2.9)

= 5,3 м/с

2.7 Номинальная мощность Р_о определяется по таблице 1.9 [2]

Р_о = 1,45 кВт

Предварительное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности Р_р

Предварительное число ремней:

; (2.10 )

Исходя из полученных нами Р_о, С_α ,С_К, С_L. Найдём расчётное число клиновых ремней ,необходимое для передачи мощности Р_р

К = , (2.11)

где С_α - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата α₁ ремнём меньшего шкива на тяговую способность передачи, С_α=0,95;

С_к – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа, С_к=0,80;

С_L – коэффициент, учитывающий длину ремня, С_L = 0,98.

К = 4,7 окончательно принимаем 5 ремня

К=5

2.8 Начальное натяжение ветви одного ремня F_о с закреплёнными центрами шкивов:

F_о = 500 ∙ (2.12)

где m_n – масса 1 м ремня, определяется по таблице 1.3, m_n = 0,18 кг

F_о = + 0,18 ∙ 5,3² = 160 Н

2.9 Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней:

F_t = ; (2.13)

F_t = 949 H

2.10 Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня

F₁ = F_o + ; F₂ = F_o - ; (2.14)

F₁ = 160 + =255 Н

F₂ = 160- = 65 Н

2.11 Сила давления на вал клиновых ремней

F_n = 2 ∙ F_o ∙ K ∙ sin; (2.15)

F_n = 2 ∙ 160 ∙ 5 ∙ sin81= 1580 Н

2.12 Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви

= 1,85 МПа, (2.16)

где S – площадь поперечного сечения ремня, мм² S = 138 мм²

2.13 Напряжение в ремне от изгиба его на меньшем шкиве:

, (2.17)

где Y – значение расстояния от нейтрального слоя до верхней поверхности клинового таблица 1.3 Y = 4,6 мм

Е_и – модуль продольной упругости для материалов ремней Е_и = 90 МПа

= 5,9 МПа

2.14 Напряжение в ремне от центробежных сил:

σ_υ = 10^-6 ∙ ρ ∙ υ², (2.18)

где ρ – плотность материала клинового ремня ρ = 1100 кг/м³

σ_υ = 10^-6 ∙ 1100 ∙ 5,3² = 0,031 МПа

2.15 Максимальное напряжение в ремне:

σ_мах = σ₁ + σ_и + σ_υ ; (2.19)

σ_мах = 1,85 + 0,031 + 5,9 = 7,78 МПа

Прочность обеспечена, если σ_мах ≤ [σ_р] = 10 МПа, в нашем случаи получается 7,78 ≤ 10 МПа, значит условие выполняется.

2.16 Частота пробегов ремня:

(2.20)

= 2,65 с^-1

Условие долговечности обеспечено, если λ < [λ] = 10 c^-1, в нашем случаи получается 2,65 < 10, условие выполняется.

Таблица 2.1 -Параметры клиноременной передачи, полученные в результате расчёта

Параметр	Обозначение	Ед.измерения	Значение
Тип ремня	-	-	В(Б)
Передаточное отношение	i	-	2,39
Диаметр ведущего шкива	dр1	мм	140
Диаметр ведомого шкива	dр2	мм	315
Длина ремня	L	мм	2000
Межосевое расстояние	а	мм	584
Скорость ремня	υ	м/с	5.3
Число ремней	К	шт	5
Начальное натяжение ремня	Fo	Н	160
Окружная сила, передаваемая ремнём	Ft	Н	949
Сила давления на валы	Fn	Н	1580
Угол обхвата ремнём меньшего шкива	α1	градусы	162
Частота пробегов ремня	λ	с-1	2,65
Сила натяжения ведомой ветви ремня	F1	Н	255
Сила натяжения ведущей ветви ремня	F2	Н	65
Максимальное напряжение в ремне	σмах	МПа	7,78

Сравним силовые характеристики клиноременной и поликлиноременной передач. Для этого выполним расчёт следующих параметров поликлиноременной передачи:

Рисунок 2.2. Схема ременной передачи

По номограмме 1.6 [2] с учетом мощности Р₁ = 5,03 кВт и частоте вращения малого шкива n₁ = 791 мин^-1 выбираем тип ремня Л .

Возьмём рекомендуемое значение расчётного диаметра меньшего шкива =100 мм ,так как этот размер влияет на габариты нашей передачи.

2.17 Определяем диаметр большего шкива:

d_р2 = d_р1 ∙ u (1 – ε), ( 2.21 )

где ε – коэффициент относительного скольжения, ε = 0,01;

u - передаточное число, u = 2,39.

d_р2 = 100 ∙2,39(1 – 0,01) = 237 мм

Принимаем ближайшее стандартное значение d_р2 по таблице 1.3 (приложение 3) [2]. В соответствии с ГОСТ 20889-88

d_р2 =224 мм

2.18 Фактическое передаточное отношение:

U_ф = ; (2.22)

U_ф

2.19 Разность фактического и заданного передаточных чисел:

∆ = ; (2.23 )

∆ = =4,6% ,так как -5%<4,6%<5% cледовательно подобранные нами d_р1 и d_р2 подходят.

Минимальное межосевое расстояние:

а_мин = 0,7∙(d_р1 + d_р2) ; ( 2.24)

а_мин = 0,7∙(100+ 224) = 227 мм

Максимальное межосевое расстояние:

а_мах = 2∙(d_р1 + d_р2) ; (2.25 )

а_мах = 2∙(100 + 224) = 648

Принимаем межосевое расстояние из условия:

а_мин<а’<а_мах;

227<а<648, предварительно принимаем а’ = 450 мм

2.20 Расчётная длина поликлинового ремня вычисляется по формуле 1.7 [2]

l_р = 2∙ + ; ( 2.26)

l_р = 2∙450+ 1,57∙(100 + 224) + = 1417,22 м

По таблице 1.3 (приложение 2) [2] принимаем L = 1400 мм

2.21 Межосевое расстояние, соответствующее принимаемой стандартной длине клинового ремня

а = 0,25 ∙[ L_р - ; (2.27)

а =0,25∙ [1400 – 1,57∙324 + ] = 441,30 мм

2.22 Угол обхвата ремнём малого шкива:

α₁ = 180º - 57,3º ∙ (2.28)

α₁=164º

α₁≥ 164º 164º ≥ 110º условие выполняется

2.23 Скорость ремня:

; (2.29)

= 3,76 м/с

2.24 Номинальная мощность Р_о определяется по таблице 1.10 [2]

Р_о = 3,7 кВт

Предварительное число клиньев поликлинового ремня, необходимое для передачи мощности Р_р

Предварительное число клиньев:

; (2.30 )

Исходя из полученных нами Р_о, С_α , С_L . Найдём расчётное число клиньев поликлинового ремня, необходимое для передачи мощности Р_р

К = , (2.31)

где С_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата α₁ ремнём меньшего шкива на тяговую способность передачи, С_α=0,95;

С_L – коэффициент, учитывающий длину ремня, С_L = 0,98.

К = 14,5 окончательно принимаем 15 клиньев

К=15

2.25 Начальное натяжение ветви одного ремня F_о с закреплёнными центрами шкивов:

F_о = 500 ∙ (2.32)

где m_n – масса 1 м ремня, , m_n = ;

q – масса 1 м ремня с 10 клиньями.

F_о = + = 1101 Н

2.26 Окружная сила, передаваемая поликлиновым ремнём:

F_t = ; (2.33)

F_t = 1338 H

2.27 Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей поликлинового ремня

F₁ = F_o + ; F₂ = F_o - ; (2.34)

F₁ = 1101 + =1770 Н

F₂ = 1101 – = 432 Н

2.28 Сила давления на вал поликлиновым ремнём:

F_n = 2 ∙ F_o ∙ sin; (2.35)

F_n = 2 ∙ 1101 ∙ sin82= 2181 Н

2.29 Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви

, (2.36)

, (2.37)

где b = p*K – ширина ремня;

p – расстояние между клиньями;

Н – высота ремня;

h – высота клина.

= 3,47 МПа

2.30 Напряжение в ремне от изгиба его на меньшем шкиве:

, (2.38)

где Е_и – модуль продольной упругости для материалов ремней Е_и = 90 МПа

= 4,2 МПа

2.31 Напряжение в ремне от центробежных сил:

σ_υ = 10^-6 ∙ ρ ∙ υ², (2.39)

где ρ – плотность материала клинового ремня ρ = 1100 кг/м³

σ_υ = 10^-6 ∙ 1100 ∙ 3,76² = 0,016 МПа

2.32 Максимальное напряжение в ремне:

σ_мах = σ₁ + σ_и + σ_υ; (2.40)

σ_мах = 3,47 + 0,016 + 4,2 = 7,68 МПа

Прочность обеспечена, если σ_мах ≤ [σ_р] = 8 МПа, в нашем случаи получается 7,68≤ 8 МПа, значит условие выполняется.

2.33 Частота пробегов ремня:

(2.41)

= 2,69 с^-1

Условие долговечности обеспечено, если λ < [λ] = 10 c^-1, в нашем случаи получается 2,69 < 10, условие выполняется.

	Клиновой ремень	Поликлиновой ремень
Диаметр ведущего шкива, мм	140	100
Диаметр ведомого шкива, мм	315	224
Длина ремня, мм	2000	1400
Межосевое расстояние, мм	584	441,3
Скорость ремня, м/с	5,3	3,76
Сила давления на вал, Н	1580	2181
Угол обхвата ремнём меньшего шкива, град	162	164
Частота пробегов, с-1	2,65	2,69

Выбираем ремень с расчетной длиной 2000 мм., ; класса В(Б):

Ремень В(Б)-2000 4 ГОСТ 1284.1-89.

Стоимость ремня

Ощая стоимость

3 РАСЧЁТ ПРЯМОЗУБОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

= 95 об/мин

= 450

3.1Назначение материала для шестерни и колеса.

Зубчатое колесо предполагается изготовить из стали 40 У, термообработка – нормализация, твердость 210 HB.

сталь 40 У НВ

Шестерню предполагается изготовить из стали 40Х У, термообработка – улучшение, твердость 249 HB.

Шестерня: сталь 40Х У НВ

3.2 Определение допускаемых напряжений:

Для шестерни

Для колеса

3.3 Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

для шестерни:

где = 1,75HB – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

для колеса:

3.4 Межосевое расстояние

Принимаем

Геометрические размеры колес.

3.5 Диаметр делительной окружности:

Шестерни:

Колеса:

3.6 Диаметр окружности вершин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

; (3.12)

3.7 Диаметры окружности впадин зубьев:

Шестерни:

; (3.13)

Колеса:

288-5,625= 282,375

3.7 Ширина зубчатого венца:

Колеса:

; (3.15)

Шестерни:

3.8 Окружная скорость зубчатых колёс.

,

где – угловая скорость шестерни.

Рисунок 3.1. Колесо цилиндрическое.

3.9 Силы в зацеплении, H:

Окружные:

Радиальные:

где – угол зацепления,

Силы в зацеплении зубчатой передачи показаны на рисунке 6.

Рисунок 3.2. Силы в зацеплении зубчатой передачи.

456

Перегруз 2 %

4 РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

= 95 об/мин

= 450

4.1 Назначение материала для шестерни и колеса.

Зубчатое колесо предполагается изготовить из стали 40 У, термообработка – нормализация, твердость 210 HB.

Колесо: сталь 40 У НВ

Шестерню предполагается изготовить из стали 40Х У, термообработка – улучшение, твердость 249 HB

Шестерня: сталь 40Х У НВ

4.2 Определение допускаемых напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

,

где = 1,75HB – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

4.3 Передаточное число:

4.4 Межосевое расстояние.

Принимаем

4.5 Фактический угол наклона

4.6 Диаметр делительной окружности:

Шестерни:

Колеса:

4.7 Диаметр окружности вершин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

4.8 Диаметры окружности впадин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

242,5 - 5= 237,5

4.9 Ширина зубчатого венца:

Колеса:

Шестерни:

4.10 Окружная скорость зубчатых колёс

где – угловая скорость шестерни.

4.11 Силы в зацеплении, H:

Окружные:

Радиальные:

414

Недогруз 4 %

	Прямозубая		Косозубая		Сравнение характеристик
	шестерня	колесо	шестерня	колесо
Межосевое расстояние	180		160
Диаметр делительной окружности	72	288	77,45	242,5
Диаметр окружности вершин зубьев	76,5	292,5	81,45	246,5
Диаметры окружности впадин зубьев	66,375	282,375	72,45	237,5
Ширина зубчатого венца	75	72	67	64
Окружная скорость зубчатых колёс	1,1		1,2
Окружные силы зацепления			4028
Радиальные силы зацепления			1477
Фактический угол наклона	0		11,11
Модуль	2,25		2
Расчётные напряжения на контактную прочность

5 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

На валах устанавливают вращающиеся элементы: зубчатые колёса, шкивы, звёздочки и т.д. Редукторные валы рассчитывают в два этапа. На первом этапе проводят проектный расчет, в результате которого определяют длины отдельных участков вала, диаметры в характерных сечениях и приложенные к ним нагрузки. На втором этапе определяют фактический коэффициент запаса прочности в предположительно опасных сечениях.

5.1 Проектный расчет быстроходного вала редуктора

Рисунок 5.1 - Эскизная компоновка редуктора

Исходные данные для расчета вала:

Т₁ = 156 Нм;

F_t1 = 4028 H;

F_r1 = 1477 H;

F_a1 = 1450 H;

d₁ = 77,45 мм;

d_a1 = 81,45 мм;

d_f1 = 72,45 мм;

b₁ = 67 мм ;

F_n = 1236 Н ;

В = 82 мм,

где T₁ - вращающий момент на валу

F_t1 - окружные силы, действующие в зацеплении;

F_r1 - радиальные силы, действующие в зацеплении;

d₁ – диаметр делительной окружности зубчатого колеса;

b₁ – ширина зубчатого венца зубчатого колеса;

F_н - сила давления со стороны клиновых ремней на вал.

Для изготовления вала выберем сталь 40Х диаметром заготовки до 120 мм.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.