Автор работы: Пользователь скрыл имя, 08 Октября 2013 в 18:32, курсовая работа
Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Перемещаемый насыпной груз располагается сплошным слоем на несущем элементе машины - ленте или полотне или отдельными порциями в непрерывно движущихся последовательно расположенных на небольшом расстоянии один от другого ковшах, коробах и других емкостях. Штучные грузы перемещаются также непрерывным потоком в заданной последовательности один за другим. При этом рабочее (с грузом) и обратное (без груза) движения грузонесущего элемента машины происходят одновременно. Благодаря непрерывности перемещения груза, отсутствию остановок для загрузки и разгрузки и совмещению рабочего и обратного движений грузонесущего элемента машины непрерывного действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.
Введение 3
1. Назначение транспортирующей машины 5
2. Расчет ленточного конвейера 7
3. Расчет вала приводного барабана 23
4. Расчет подшипников вала приводного барабана 27
5. Расчет шпоночных соединений вала приводного барабана 29
6. Расчет вала концевого барабана 31
7. Расчет подшипников вала концевого барабана 34
8. Расчет шпоночных соединений вала концевого барабана 36
Список литературы 37
в сечении D:
в сечении B:
Определим суммарные изгибающие и эквивалентные моменты:
в сечении C:
в сечении D:
в сечении B:
Материал вала сталь 40ХН. Характеристики материала [6, табл.8; с.90]:
.
– запас прочности по
статической несущей
Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении:
С учетом ослабления сечения шпоночными пазами увеличиваем сечение на 15%. . Принимаем .
Остальные диаметры назначаем конструктивно по нормальному ряду размеров. В целях унификации принимаем диметры вала в подшипниковых опорах одинаковыми и равными 90 мм. Диаметры вала под ступицами также принимаем одинаковыми и равными 110 мм. Диаметр вала между ступицами - 100 мм.
4. Расчет подшипников вала приводного барабана.
Схема для расчета подшипников см. рис. 4 данного курсового проекта.
Радиальная нагрузка на опору A:
Радиальная нагрузка на опору B:
Опорой приводного вала на раму являются двухрядные сферические роликоподшипники. Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. На подшипник действуют только радиальные усилия, равные .
Предварительно принимаем роликовые радиальные сферические двухрядные подшипники 1318 по ГОСТ 5720-75* С = 200 кН, Со = 176 кН.
Определяем эквивалентную
где – коэффициент долговечности.
Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости
где – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника; – коэффициент безопасности при нагрузке с незначительными толчками; – температурный коэффициент при . Тогда
Расчетная долговечность проверяем по динамической грузоподъёмности:
где – коэффициент, учитывающий вероятность безотказной работы; – коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации; – частота вращения приводного вала – показатель степени для роликоподшипников.
, что удовлетворяет требованиям.
Проверяем выбранный подшипник по статической грузоподъёмности:
5. Расчет шпоночных соединений приводного барабана.
Основным для соединений с призматическими шпонками является условный расчет на смятие.
Шпонка под ступицами
Если принять для упрощения, что нормальные напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора давления равно , то
где – рабочая длина шпонки; – глубина врезания шпонки в ступицу колеса; – допускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали 45 [1, с. 89].
Принимаем длину шпонки равную в соответствии с длиной ступицы. Тогда . По формуле (2) проверяем напряжения в зоне контакта.
Проверку прочности шпонок на срез
обычно не проводят, так как это
условие соблюдается при
Шпонка под зубчатой муфтой: для вала диаметром по ГОСТ 23360-78 предназначена шпонка со следующими размерами: ширина шпонки ; высота шпонки ; глубина паза на валу ; длина шпонки .
Если принять для упрощения, что нормальные напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора давления равно , то
где – рабочая длина шпонки; – глубина врезания шпонки в ступицу колеса; – допускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали 45 [1, с. 89].
Принимаем длину шпонки равную в соответствии с длиной ступицы. Тогда . По формуле (2) проверяем напряжения в зоне контакта.
Проверку прочности шпонок на срез
обычно не проводят, так как это
условие удовлетворяется при
использовании стандартных
Рис. 5. Схема нагружения вала
Составляем расчетную схему вала (рис. 5), прикладывая к валу найденные ранее нагрузки, и определяем реакции опор, задавшись длинами , и .
Реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия
откуда
откуда
Реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия
откуда
,
откуда
Определим изгибающие моменты в характерных сечениях вала:
в сечении C:
в сечении D:
в сечении B:
Определим суммарные изгибающие и эквивалентные моменты:
в сечении C:
в сечении D:
в сечении B:
Материал вала сталь 40ХН. Характеристики материала [6, табл.8; с.90]:
.
– запас прочности по статической несущей способности.
Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении:
С учетом ослабления сечения шпоночными пазами увеличиваем сечение на 15%. . Принимаем .
Остальные диаметры назначаем конструктивно по нормальному ряду размеров. В целях унификации принимаем диметры вала в подшипниковых опорах одинаковыми и равными 80 мм. Диаметры вала под ступицами также принимаем одинаковыми и равными 90 мм. Диаметр вала между ступицами - 80 мм.
7. Расчет подшипников вала концевого барабана.
Схема для расчета подшипников см. рис. 5 данного курсового проекта.
Радиальная нагрузка на опору A:
Радиальная нагрузка на опору B:
Опорой приводного вала на раму являются двухрядные сферические роликоподшипники. Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. На подшипник действуют только радиальные усилия, равные .
Предварительно принимаем двурядные шарикоподшипники 111316 по ГОСТ 5720-75* средней серии. С = 110кН, Со = 60кН.
Определяем эквивалентную
где – коэффициент долговечности.
Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости
где – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника; – коэффициент безопасности при нагрузке с незначительными толчками; – температурный коэффициент при . Тогда
Расчетная долговечность проверяем по динамической грузоподъёмности:
где – коэффициент, учитывающий вероятность безотказной работы; – коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации; – частота вращения приводного вала – показатель степени для роликоподшипников.
, что удовлетворяет требованиям.
Проверяем выбранный подшипник по статической грузоподъёмности:
8. Расчет шпоночных соединений вала концевого барабана.
Основным для соединений с призматическими шпонками является условный расчет на смятие.
Шпонка под ступицами
Если принять для упрощения, что нормальные напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора давления равно , то
где – рабочая длина шпонки; – глубина врезания шпонки в ступицу колеса; – допускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали 45 [1, с. 89].
Принимаем длину шпонки равную в соответствии с длиной ступицы. Тогда . По формуле (2) проверяем напряжения в зоне контакта.
Проверку прочности шпонок на срез
обычно не проводят, так как это
условие соблюдается при
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Конвейеры: Справ./ Ю. А. Пертен. - М.: Машиностроение, 1984. - 367с.
2. Спиваковский А. О., Дьячков В.К. Транспортирующие машины: Учеб. пособие для машиностроительных вузов.- 3-е изд.- М.: Машиностроение, 1983.-487с.
3. Зенков Р. Л., Ивашков И. И., Колобов Л. Н. Машины непрерывного транспорта. – 2 –е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987. – 432 с.: ил.