Конвейер винтовой 2

spec konv.dwg

konv.dwg

Техническая характеристика:
Потребная мощность на шнеке Р
Частота вращения шнека n
Общее передаточное число редуктора i=19
Электродвигатель: мощность N=4 кВт;
частота вращения n=950 обмин.
Технические условия:
Все размеры для справок.
Радиальное биение валов редуктора и двигателя не более 1
Механизм обкатать вхолостую в течение 30 минут. Стук
повышенный шум не допускаются.
Кинематическая схема

mnt.docx

Сибирская государственная
автомобильно-дорожная академия
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Определение диаметра вала ..5
Определение мощности на валу винта .6
Определение мощности двигателя ..6
Выбор редуктора .. .7
Определение усилий на винт 7
Предварительный расчет вала 8
Проверочный расчет вала винта ..10
Определение пределов выносливости в расчетном сечении винта 11
Определение общих коэффициентов запаса прочности 12
Подбор подшипников для опор вала винта .12
Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников .14
Подбор муфт для привода конвейера . .15
Винтовые конвейеры (шнеки транспортеры) получили большое распространение в различных отраслях промышленности. Винтовые конвейеры предназначены для горизонтального наклонного и вертикального перемещения непрерывным потоком сыпучих (цемента гипса извести шлака песка и т. д.) а также влажных и тестообразных (мокрая глина строительные растворы и бетонные смеси) материалов на расстояние 5—40 м.
Винтовые конвейеры однотипны по конструкции собираются из взаимозаменяемых унифицированных секций количество которых определяется необходимой дальностью транспортирования материала и отличаются один от другого размерами поперечного сечения желоба длиной и мощностью привода.
Выбор типа винтового конвейера сводится в основном к установлению формы и конструкции винта соответствующей гранулометрическому составу и физическим свойствам транспортируемого материала.
Основным достоинством этих конвейеров является закрытый транспортный тракт компактность безопасность в работе и обслуживании пригодность для транспортирования горячих пылящих и токсичных материалов.
Существенный недостаток винтовых конвейеров заключается в том что вследствие трения о дно желоба и винтовую поверхность материал сильно истирается и перемалывается расход электроэнергии у винтовых конвейеров выше чем у любого другого транспортирующего устройства. Поэтому они применяются при сравнительно небольших производительностях и коротких расстояниях транспортирования.
Необходимый диаметр вала:
где - отношение шага винта к его диаметру =08
- частота вращения винта =50
– коэффициент заполнения желоба = 0125
ρ – плотность груза ρ = 2 т
- коэф. уменьшения производительности в зависимости от угла наклона конвейера =1
Принимаем диаметр винта D=320мм шаг S=250мм.
Максимальная допустимая частота вращения:
Мощность на валу винта потребляемую при работе конвейера:
где - длина горизонтальной проекции конвейера
Определение мощности двигателя для привода конвейера:
где k – коэффициент запаса k = 125
– КПД звеньев передачи = 096
Выбираем двигатель 4А112МВ6У3 с номинальной мощностью 4кВт при частоте вращения n=950.
Находим передаточное число редуктора:
Выбираем редуктор Ц2-250 с передаточным числом
Фактическая частота вращения винта:
т.е. отличается от номинальной на 4% что допустимо.
Фактическая производительность конвейера:
тч что отличается от расчетной в допустимых пределах.
Крутящий момент на валу винта:
Осевое усилие на винт:
где k – коэффициент учитывающий что сила приложена на среднем диаметре винта k=07 08
α – угол подъема винтовой линии
p – угол трения груза о винт
Коэффициент трения мокрой глины по стали .
Найдем коэффициент трения в состоянии относительного движения
А затем угол трения:
Поперечная нагрузка на участок винта между двумя опорами
l – расстояние между опорами вала l = 3м.
Предварительный расчет вала.
Вал изготавливают полым. Его внешний диаметр равен:
Внутренний диаметр вала найдем из соотношения:
где с – коэффициент отношения внутреннего диаметра вала к внешнему
Преобразуя формулу получим:
Определим число промежуточных опор:
гдеL– длина конвейера м;
Рассмотрим одну секцию вала:
Вал винта рассчитывается на сложное сопротивление от эксцентрично приложенной на радиусе r осевой силы Fоси Fпопер.
Эпюры изгибающего и крутящего моментов
Определим реакции RAи RB:
Построение эпюры изгибающих моментов:
Проверочный расчет вала винта.
Из эпюр изгибающего и крутящего моментов видно что опасное сечение вала расположено посередине пролета между опорами.
Вал винта будет изготовлен из стали марки Ст 45 с пределом прочности в= 700 Нмм2.
Определим для опасного сечения запас прочности и сравним его с допускаемым [S]=125 25.
Определение напряжения в опасном сечении вала.
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу при котором амплитуда напряжений аравна расчетным напряжениям изгиба и:
где Мизг– изгибающий момент в рассматриваемом сечении Нм;
Wнетто– осевой момент сопротивления сечения вала мм3.
Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу при котором амплитуда цикла аравна половине расчетных напряжений кручения к:
где Мкр– крутящий момент Нм;
Wнетто– полярный момент инерции сопротивления сечения вала мм3.
Полярный момент инерции для круглого полого сечения вала определим по формуле:
Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала.
где К– эффективный коэффициент концентрации нормального напряжения для опасного сечения вала К=22;
К- эффективный коэффициент концентрации касательного напряжения для опасного сечения вала К=16;
Кd– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения Кd=081;
КF– коэффициент влияния шероховатости КF= 10;
Ку– коэффициент влияния поверхностного упрочнения Ку= 15.
Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала.
где -1– предел выносливости при симметричном цикле изгиба Нмм2;
-1– пределы выносливости при симметричном цикле кручения Нмм2.
Определение коэффициента запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Определение общих коэффициентов запаса прочности.
Условие выполняется. Запас прочности вала винта обеспечен.
Подбор подшипников для опор вала винта.
Вал винта поддерживается двумя концевыми подшипниками и промежуточными подвесными подшипниками. Промежуточные подшипники установлены на оси имеющей на одном конце фланец на другом – квадратную форму посредством которых малые секции вала соединены между собой. В качестве опор вала применяются подшипники качения. Каждая секция вала установлена в роликовые конические однорядные подшипники враспор. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrр Н с базовой Сr или базовой долговечности L10h ч с требуемой Lh ч по условиям:
Сrр ≤ Сr или L10h Lh
где RЕ– эквивалентная динамическая нагрузка Н
- угловая скорость соответствующего вала
m = 333 – для роликовых.
По диаметру вала из каталога выбираем роликовый подшипник:
Условное обозначение: 7312
Схема нагружения подшипников.
Для роликоподшипников характерны следующие соотношения:
где е – поправочный коэффициент.
Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников.
Эквивалентная динамическая нагрузка Н:
где Кб– коэффициент безопасности Кб=11;
КТ– температурный коэффициент при рабочей температуре до 100 С КТ= 10;
Х – коэффициент радиальной нагрузки Х = 04.
V – коэффициент вращения для подшипников с вращающемся внутренним кольцом V = 1.
Определим для каждого подшипника соотношение и сравним полученное значение с е.
Найдем эквивалентную динамическую нагрузку:
Определение расчетной динамической грузоподъемности:
Определение базовой долговечности:
Условие Сrр≤ Сrи L10h Lhвыполняется следовательно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.
Подбор муфты для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора.
Определим крутящий момент в этом соединении:
По ГОСТ 21424-75 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с внутренними диаметрами полумуфт 28 мм и максимальном крутящим моментом 125 Нм. Диаметр пальца dп= 14 мм диаметр упругой втулки dв= 27 мм.
Подбор муфты для соединения выходного вала редуктора и вала винта.
По ГОСТ 21424-75 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с внутренними диаметрами полумуфт 63 и 56 мм и максимальном крутящим моментом 1000 Нм. Диаметр пальца dп= 18 мм диаметр упругой втулки dв= 35 мм.
Зенков Р.Л. Ивашков И.И. Колобов Л.Н. Машины непрерывного транспорта. М.: Машиностроение 1987.
Марон Ф.Л. Кузьмин А.В. Справочник по расчетам подъемно-транспортных машин. Минск: Высшая школа 1977.
Спиваковский А.О. Дьячков В.К. Транспортирующие машины. М.: Машиностроение 1983.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Высшая школа 1991.