Проектирование шахтного ленточного конвейера

Задание Проектирование шахтного ленточного конвейера на базе Л80 производительностью 1500 т/ч, установленного под уклон 50, длиной 600 м, для транспортировки бурого угля.

Особые условия проектирования: 3-х барабанный привод.

Скорость движения исполнительного органа: 2 м/с.

Введение

Ленточные конвейеры служат основным средством непрерывного транспорта на шахтах и рудниках. Самое широкое применение ленточные конвейеры получили в качестве средства доставки угля на выемочных участках по промежуточным и сборным штрекам, уклонам и бремсбергам, а также по наклонным стволам. Также ленточные конвейеры широко используются для доставки породы и полезного ископаемого из подготовительных забоев. Ленточные конвейеры можно устанавливать горизонтально и наклонно, переводить с наклонного в горизонтальное положение и наоборот. Материал с ленты можно разгружать в конце конвейера или в средней его части сбрасывающим устройством.

1. Расчет ленточного конвейера Производительность ленточного конвейера

Qm = F? v

где Fрасчетная площадь сечения груза на ленте, м2;

? — плотность груза, (для угля 0,9 т/м3);

v — скорость транспортирования, м/с;

Площадь поперечного сечения Производительность ленточного конвейера

Qm = F? v = 0,079· 900·2=141,5кг/с

Qm = F? v = 0,186· 1400·2=461,33кг/с>Qзад=416,7кг/с Следовательно, конвейер обеспечивает заданную производительность.

Сила сопротивления движению холостой (порожней) ветви ленты на горизонтальных и наклонных участках прямолинейного пути

где — линейная масса ленты, кг/м; - линейная масса роликов на порожней ветви; Lдлина расчетного участка конвейера, м.

Линейная масса роликов на порожней ветви определяется по формуле

Определяем

Сопротивление перемещению груза на горизонтальных и пологонаклонных участках рабочей (груженой) ветви где — линейная масса груза, кг/м, — линейная масса ленты, кг/м;

— линейная масса роликов на груженной ветви ветви;

Lдлина расчетного участка конвейера, м.

Линейная масса роликов на груженной ветви определяется по формуле

Находим

При длине транспортирования L=600 м сопротивление, возникающее при передвижении тягового органа по всему контуру конвейера определяется по формуле:

Определяем окружное усилие на барабане Определяем мощность двигателя

2. Кинематический расчет привода

2.1 Определение крутящих моментов и частот вращения на валах Определяем общее передаточное отношение привода.

Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.

Для цилиндрического двухступенчатого редуктора, передаточное число быстроходной ступени:

Передаточное число тихоходной ступени:

Определяем крутящие моменты Крутящий момент на выходном валу (H•м)

;

Момент на тихоходном валу Момент на быстроходном валу Определяем частоты вращения валов.

Частота вращения тихоходного вала Частота вращения быстроходного вала подшипник вал ступица зубчатый

3. Расчет цилиндрических зубчатых передач Для расчета цилиндрических зубчатых передач рекомендуется использовать адаптированный к учебному процессу ГОСТ 21 354–87

3.1 Расчет быстроходной ступени Исходные данные для расчета:

o Крутящий момент на колесе T2=2405,5Hм;

o Частота вращения колеса n2=295 мин-1;

o Передаточное число U=4,993;

o Циклограмма нагружения;

o Материал колес, способ термической или химико-термической обработки и твердость рабочих поверхностей зубьев.

Выбор материала зубчатых колес.

Из таблицы 3.1 выбираем материал зубчатых колес сталь 35ХМ ГОСТ'4543−71* с сочетанием термообработок: шестерня — улучшение 269…302НВ, колесо — улучшение 235…262НВ,?Т=750МПа

3.1.1 Допускаемые напряжения определяем Для шестерни:

Для колеса

3.1.2 Определяем срок службы передачи (ч) при 6 годах работы:

t = 6•КГОД•365•24•КСУТ =6•0,5•365•24•0,29=7621.2ч.

3.1.3 Проектировочный расчет на контактную выносливость Ориентировочное значение межосевого расстояния (мм) определяется по формуле:

,

где Ка — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка=430;

TНЕ2 — эквивалентный момент на колесе, Нм;

КН? — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

— относительная ширина колеса;

— допускаемое контактное напряжение, МПа.

Коэффициент КН? принимают в зависимости от параметра? bd и схемы расположения зубчатой передачи в редукторе.

;

Где ?ba зависит от положения колес относительно опор, ?ba=0,25;

;

КН? = 1,05.

;

Вычисленное межосевое расстояние округляем в ближайшую сторону до стандартного. мм.

3.1.4 Предварительный размер колес:

ширина колеса:

ширина шестерни: .

3.1.5 Модуль передачи Ориентировочно значение модуля для косозубых передач зависит от твердости зубьев мм.

3.1.6 Угол наклона и число зубьев

.

Суммарное число зубьев. .

Уточняем угол наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса: .

Фактическое передаточное число .

3.1.7 Основные размеры зубчатых колес, мм.

Делительные диаметры:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Силы в зацеплении, H

Окружная:.

Радиальная:.

Осевая:

3.1.8 Степень точности передачи Точность изготовления зубчатых колес и передач задается степенью точности в зависимости от окружной скорости V2.

Для косозубых колес при скорости до 5 м/с принимаем степень точности 9.

3.1.9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе Расчет местное напряжение при изгибе? F (МПа) определяют отдельно для колеса и шестерни.

Для колеса Где FtE — эквивалентная окружная сила, H;

KF — коэффициент нагрузки;

YFS2 — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Y? — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y?- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для ступенчатой циклограммы нагружения:

где qF — показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную выносливость. Для закаленных и улучшенных колес qF= 6.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

Где KF? — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

KF? — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линий;

KF? — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

KF? для косозубых колес при степени точности 9 равна 1.

KF? =1,05.

Где ?F — динамическая добавка:

Где ?F? — удельная окружная сила, H/мм;

КА — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

;

Коэффициент YFS2 для колеса и аналогично YFS1 для шестерни определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV.

YFS1 = 3,8; YFS2 = 3,6.

Коэффициент осевого перекрытия Коэффициент торцового перекрытия:

Расчетное местное напряжение при изгибе (МПа) для шестерни:

Проверочный расчет на контактную выносливость сводиться к проверке выполнения условия? H? ?Hp

При этом действительное контактное напряжение определяется:

;

Где — контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа;

KH — коэффициент нагрузки.

Где ZH — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z? — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

ZH=2,35;

Z? определяется в зависимости от коэффициентов перекрытия ?? и ??.

При ???1 ;

Коэффициент нагрузки KHвычисляется по зависимости Где KH? — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косых KH? = 1,1

KH? — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. KH?= 1,03.

;

;

.

, условие выполняется.

3.1.11 Проверочный расчет при действии максимальной нагрузки на контактную прочность сводится к проверке выполнения условия Во избежание появления остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин необходимо, чтобы выполнялось условие

;

;

Условия прочности по кратковременной перегрузке выполняется.

3.2 Расчет тихоходной ступени Исходные данные для расчета:

o Крутящий момент на колесе T4=9215,4Hм;

o Частота вращения колеса n3=76 мин-1;

o Передаточное число U=3,867;

o Время работы передачи t, ч;

o Циклограмма нагружения;

o Материал колес, способ термической или химико-термической обработки и твердость рабочих поверхностей зубьев.

Выбор материала зубчатых колес.

Из таблицы 3.1 выбираем материал зубчатых колес сталь 35ХМ ГОСТ'4543−71* с сочетанием термообработок: шестерня — улучшение 269…302НВ, колесо — улучшение 235…262НВ,?Т=750МПа

3.2.1 Допускаемые напряжения определяем по таблице 3.2

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем срок службы передачи (ч) при 6 годах работы:

t = 6•КГОД•365•24•КСУТ =6•0,5•365•24•0,29=7621.2ч.

3.2.2 Проектировочный расчет на контактную выносливость Ориентировочное значение межосевого расстояния (мм) определяется по формуле:

,

где Ка — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка=430;

TНЕ2 — эквивалентный момент на колесе, Нм;

КН? — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

— относительная ширина колеса;

— допускаемое контактное напряжение, МПа.

Коэффициент КН? принимают в зависимости от параметра? bd и схемы расположения зубчатой передачи в редукторе.

;

Где ?ba зависит от положения колес относительно опор, ?ba=0,25;

;

КН? = 1,02.

;

Вычисленное межосевое расстояние округляем в ближайшую сторону до стандартного.мм.

3.2.3 Предварительный размер колес:

ширина колеса:

ширина шестерни: .

3.2.4 Модуль передачи Ориентировочно значение модуля для косозубых передач зависит от твердости зубьев мм.

3.2.5 Угол наклона и число зубьев.

3.2.6 Суммарное число зубьев

.

Уточняем угол наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса: .

Фактическое передаточное число .

3.2.7 Основные размеры зубчатых колес, мм.

Делительные диаметры:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

3.2.8 Силы в зацеплении, H

Окружная:.

Радиальная:.

Осевая:

Степень точности передачи.

Точность изготовления зубчатых колес и передач задается степенью точности в зависимости от окружной скорости V2.

Для косозубых колес при скорости до 4 м/с принимаем степень точности 9.

3.2.9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе Расчет местное напряжение при изгибе? F (МПа) определяют отдельно для колеса и шестерни.

Для колеса Где FtE — эквивалентная окружная сила, H;

KF — коэффициент нагрузки;

YFS2 — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Y? — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y?- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для ступенчатой циклограммы нагружения:

Где qF — показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную выносливость. Для закаленных и улучшенных колес qF= 6.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле Где KF? — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

KF? — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линий;

KF? — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

KF? для косозубых колес при степени точности 9 равна 1.

KF? =1,02.

Где ?F — динамическая добавка:

Где ?F? — удельная окружная сила, H/мм;

КА — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

Коэффициент YFS2 для колеса и аналогично YFS1 для шестерни определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV.

YFS1 = 3,75.YFS2 = 3,6.

Коэффициент осевого перекрытия Коэффициент торцового перекрытия:

.

Расчетное местное напряжение при изгибе (МПа) для шестерни:

Проверочный расчет на контактную выносливость сводиться к проверке выполнения условия? H? ?Hp

При этом действительное контактное напряжение определяется:

;

Где — контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа;

KH — коэффициент нагрузки.

Где ZH — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z? — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

ZH=2,38;

Z? определяется в зависимости от коэффициентов перекрытия ?? и ??.

При ???1 ;

Коэффициент нагрузки KHвычисляется по зависимости Где KH? — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косых KH? = 1,1

KH? — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. KH?= 1,0.

;

;

.

, условие выполняется.

3.2.10 Проверочный расчет при действии максимальной нагрузки на контактную прочность сводится к проверке выполнения условия Во избежание появления остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин необходимо, чтобы выполнялось условие

;

;

Условия прочности по кратковременной перегрузке выполняется.

4. Валы, соединения вал-ступица Проверочный расчет валов на усталостную прочность.

4.1 Быстроходный вал Исходные данные:

o Крутящий момент T1=590H;

o Частота вращения n1=1475 мин-1;

o Усилия на шестерне — Ft=3540; Fr =1342;Fa =1032.

o Диаметр делительной окружности шестерни d = 66.7.

Принимаем материал вала сталь 40ХН2МА ГОСТ 10 702–78*, НВ>240,?В=1100, ?-1 =480, ?-1 =280.

4.1.1Определяем реакции опор:

4.1.2 Изгибающий момент в опасном сечении 1−1(Н•м) М1= RA•l2 = 1052•0,2= 210.4

4.1.3 Определяем коэффициент где N0- базовое количество циклов нагружений, принимаемое для небольших и средних валов равным 5•106,

m-показатель наклона кривой усталости, принимаемый равным 9,

NE — эквивалентное число циклов нагружения.

Поскольку NE>N0, то KL=1.

4.1.4 Нагрузка задана в виде ступенчатого графика, то пределы выносливости определяются при эквивалентном количестве циклов нагружения с учетом коэффициента нагружения KL:

4.1.5 Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений Где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, для гантель =2,2;=1,75

и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала,=0,8;=0,75.

и — коэффициенты влияния поверхностного упрочнения, шестерня закаливается до 289…302НВ, поэтому ==2.

?И и? — нормальное и касательное

4.1.6 Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении

>[S]=1,3…1,5.

Условие прочности выполняется.

5. Подбор и проверка шпонок Для всех валов применяем призматические шпонки по ГОСТ 23 360–78 из материала Сталь 45 нормализованная, для которой: .

Входной вал.

D=42мм; Т=513,6H•м; b=8мм; h=8мм; l=50мм.

Условие прочности выполняется.

Промежуточный вал 1.

d=85.4мм; Т=2886H•м; b=10мм; h=8мм; l=50мм.

Условие прочности выполняется.

Выходной вал.

d=107мм; Т=9215,4•м; b=14мм; h=11мм; l=125мм Условие прочности выполняется

6. Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Входной вал На основании рекомендации выбран подшипник средней серии № 7309 ГОСТ 333–79, у которого динамическая грузоподъемность, статическая радиальная грузоподъемность .

Исходные данные:

Радиальная нагрузка на подшипник на левой опоре

Радиальная нагрузка на подшипник на правой опоре

Осевая нагрузка на подшипниках Fa =559Н Частота вращения вала n1=1475 мин-1

Внутренний диаметр подшипника d=45мм.

6.1.1

Где — расчетная динамическая грузоподъемность, Н; - каталожная динамическая грузоподъемность, Н.

6.1.2

Где — эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н;

р — степенной показатель, для роликоподшипников р=3,3. L — долговечность подшипников, млн. оборотов.

6.1.3

Где — радиальная нагрузка на подшипник, Н; Fa — Осевая нагрузка на подшипниках, Н; X и Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1; - коэффициент безопасности; - температурный коэффициент, вводимый только при повышенной рабочей температуре, t>100°C.

Расчет ведем для более нагруженного подшипника, левая опора.

6.1.4;

X=0,56; Y=2,3; =1,4.

;

6.1.5

Вывод: подшипник подобран правильно.

Список используемой литературы

1. В. Д. Соловьев, В. И. Фатеев. Детали Машин курсовое проектирование. Издательство ТулГУ. Тула 2007.

2. А. В. Евневич. Транспортные машины и комплексы. 3-е изд., перераб. и доп. М., «Недра», 1975. 415с.

.ur