Разработка конструкции вала приводного барабана конвейера

Расчётная схема сил, изгибающих вал приводного барабана, приве­дена на рис. 5.

Рис. 5. Схема сил, воздействующих на вал

Рассматриваемый вал барабана ленточного конвейера нагружен: вращающим моментом Т _б; передаваемым от выходного вала редуктора че­рез цепную муфту МЦ; радиальной силой F _м, возникающей вследствие несоосности соединяемых цепной муфтой валов; а также усилием на вал F _в, возникающем при работе конвейера в результате натяжения ветвей ленты конвейера.

Направление усилия F _м, вследствие несоосности полумуфт, может быть любым. Выберем это направление таким, чтобы сила F _м увеличивала общую изгибную деформацию вала, возникающую в результате натяжения ветвей ленты конвейера (учитывается худший случай). Примем усилия от муфты F _м и от натяжения ленты конвейера F _в действующими в горизон­тальной плоскости в противоположных направлениях (рис. 5, 6).

Значения расчётных длин отдельных участков вала, обозначенных на схеме точками приложения сил, действующих на вал приводного барабана, примем согласно рекомендациям:

при	Dб ≤ 0,28 м;		l 1 = 0,12 м;	l 2 = 0,36 м;
	Dб ≤ 0,32 м		l 1 = 0,15 м;	l 2 = 0,40м
	Dб ≤ 0,40 м	l 0 = (Lм.2) + 40	l 1 = 0,15 м;	l 2 = 0,45 м
	Dб ≤ 0,50 м		l 1 = 0,15 м;	l 2 = 0,56 м
	Dб ≤ 0,63 м		l 1 = 0,18 м;	l 2 = 0,67 м

Определение величины нагрузок, действующих на вал приводного барабана:

Вращающий момент на валу барабана, Н·м, T _б =

Радиальная сила, возникающая вследствие несоосности валов, со­единяемых с помощью полумуфт, Н, F _м =

Определим значение усилия F _в, действующего на вал барабана в ре­зультате натяжения ветвей ленточного конвейера F ₁ и F₂. Схема приведена на рис.6.

Усилие F _в, действующее на вал барабана в результате различного на­тяжения ветвей ленты конвейера определяется зависимостью, Н:

F _в = F ₁ + F₂,

где F ₁ –усилие в набегающей ветви ленты конвейера, Н; F₂ – усилие в сбегающей ветви ленты конвейера, Н.

Рис. 6. Схема усилий, возникающих при натяжении ленты

Усилие в набегающей ветви определяем по формуле, Н:

F_l = F₂ · ℮ ^fa =

где ℮ – основание натурального логарифма, ℮ ≈ 2,71; f – коэффициент тре­ния между лентой и барабаном. f = 0,2; α – угол охвата лентой барабана. α = 180° = π рад = 3,14.

℮ ^fa =2,71^0,2·3,14 = 1,87.

Усилие в сбегающей ветви определяем по формуле, Н:

F₂ = F₁ – F_t =

где F_t – тяговое усилие, полезная передаваемая нагрузка, Н. Из задания

F_t = F_тяг =

Выразив значение F₁ через F₂ получим, Н:

F₂ = F₂ · ℮ ^fa – F_t,

откуда F₂ = F₁ / (℮ ^fa – 1) = F_t / 0,87 =

Тогда усилие F_в, действующее на вал барабана в результате различ­ного натяжения ветвей ленты конвейера, составит, Н:

F_в = F₁ + F ₂ =

Определяем значение реакций опор в результате изгиба вала в гори­зонтальной плоскости, Н:

Σ М ^г₁ = 0.

– F ^г _{r 2} · (2 l ₁ + l ₂) + (F_в /2) · (l ₂ + l ₁) + F_в / 2 · l ₁ + F_м · l ₀ = 0.

Откуда, H:

F ^г _{r 2} = [(F_в /2) · (l ₂ + l ₁) + F_в /2 · l ₁ + F_м · l ₀] / (2 l ₁ + l ₂) =

Σ М ^г₂ = 0.

– F_в /2 · l ₁ – (F_в /2) · (l ₁ + l ₂) + F ^г _{r 1} · (2 l ₁ + l ₂) + F_м · (l ₀ + 2 l ₁ + l ₂) = 0. Откуда, H:

F ^г _{r 1} =[ F_в /2 · l ₁ (F_в /2) · (l ₁ + l ₂) – F_м · (l ₀ + 2 l ₁ + l ₂)] / (2 l ₁ + l ₂) =

Выполняем проверку:

Σ F ^г _i = 0, (↑) +; F_м + F ^г _{r 1} – F_в /2 – F_в /2 + F ^г _{r 2} =

Определяем изгибающие М _изг и эквивалентные М _экв моменты на границах участков, Н:

М _{изг 0 – 0} = 0

М _{изг I–I} = F_м · l ₀ =

М _{изг II–II} = F_м · (l ₀ + l ₁) + F ^г _{r 1} · l ₁ =

М _{изг III–III} = F_м · (l ₀ + l ₁ + l ₂) + F ^г _{r 1} · (l ₁ + l ₂) – (F_в /2) · l ₂ =

М _экв = , где α = 0,6 – коэффициент нереверсивной

работы конвейера

М_{экв 0 – 0} =

М_{экв I–I} =

М_{экв II–II} =

М_{экв III–III} =

На рис. 7 приведена расчётная схема вала для определения реакций F_r в опорах барабана с эпюрами изгибающего М_изг^г в горизонтальной плоскости, вращающего Т_б и эквивалентного М_экв моментов, Н – м.

Рис. 7. Эпюры моментов сил, воздействующих на вал.

Определим расчетное значение диаметра приводного вала кон-

вейера в наиболее нагруженном сечении, мм: =

Принимаем материал вала – сталь 45.

Термообработка – улучшение.

Предел прочности σ_в = 780 МПа. Предел текучести σ_т = 540 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте валов на совместное действие изгиба и кручения, МПа: [σ] = (0,05...0,08) σ_в = 0,06 · 780 = 46,8.

Диаметр вала в наиболее нагруженном опасном сечении с учётом ослабления вала шпоночным пазом (6 %) определяем согласно зависимо­сти, мм:

d _оп ≥ d_расч + 0,06 d_расч =

Для удобства монтажа и демонтажа деталей, установленных на при­водном валу конвейера, проектируем ступенчатую конструкцию вала, пример эскиза которой представлен на рис.8. Разница в диаметрах отдель­ных ступеней принимается конструктивно в пределах 5... 10 мм с увеличе­нием диаметра от входного участка вала до опасного сечения.

Рис. 8. Эскиз компоновки деталей на валу приводного барабана

Диаметр участка вала, где расположена полумуфта, соединяющая
вал приводного барабана с выходным валом редуктора, примем
d =_____ мм (стр. 18 записки).

Диаметр участка вала под подшипниками (цапфы) должен округ­ляться до целого числа миллиметров, оканчивающегося на 0 или 5. При­нимаем диаметр вала под подшипниками качения равным d_цапфы=_____________________ мм.

Диаметр последующего свободного участка вала назначаем таким
образом, чтобы подшипник качения был зафиксирован в осевом направле­нии. Диаметр данного участка вала в соответствии с рядом линейных раз­меров принимаем d_св =___________________ мм (табл. ПЗО [3]).

Диаметр вала в опасном сечении не должен быть меньше величины,
полученной при расчёте вала на совместное действие изгиба и кручения с
учетом ослабления шпонкой. Диаметр вала с учётом принятой эскизной
компоновки согласовываем с нормальным рядом диаметров и окончатель­но принимаем, мм: d _в = d _оп =_______ мм.

8. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ ВАЛА
ПРИВОДНОГО БАРАБАНА

С учётом режима эксплуатации приводного вала конвейера, вал ба­рабана конвейера устанавливается в радиальных двухрядных шариковых подшипниках (сферических), сохраняющих работоспособность при незна­чительных прогибах вала барабана ленточного конвейера.

Подшипники расположены симметрично относительно центра бара­бана. Согласно эскизной компоновке приводного вала барабана диаметр
вала под подшипниками принимаем d_цапфы=_____ мм.

Выбор подшипников производим, начиная с подшипников лёгкой серии.

Определим возможность установки вала в подшипниках лёгкой се­рии. Динамическая грузоподъёмность подшипника С =___ кН.
Статическая грузоподъемность подшипника С_о =____ кН (табл. П27 [3]).

Расчёт эквивалентной нагрузки Р_экв на подшипник производим по наиболее загруженной опоре. Осевая нагрузка на подшипник, согласно расчётной схеме вала барабана, отсутствует, поэтому используем зависи­мость, Н:

P _экв= F_{r max} · ν · K_Б · K_T =

где: ν – коэффициент кольца. При вращении внутреннего кольца подшипника вместе с валом ν = 1. K_Б – коэффициент безопасности. По условиям эксплуатации ленточных конвейеров принимаем K_Б = 1,2.
K_T – температурный коэффициент. При Т < 100°С, что соответствует ус­ловиям эксплуатации, K_T = 1.

Определим значение скорректированного базового расчётного ре­сурса подшипников в часах:

где a₁ – коэффициент надёжности. Для подшипников с уровнем надёжности 90 % a₁=1. a₂₃ – коэффициент влияния на долговечность ус­ловий эксплуатации и свойств материала подшипников. Для двухрядных сферических шариковых подшипников рекомендуется a₂₃ = 0,5...0,6 (раз­дел 3.1.[2]). Принимаем a₂₃ = 0,6. Для шариковых подшипников р = 3.

n_б – частота вращения вала приводного барабана. n_б = ________ об/мин

(стр. 11 записки).

Расчётный ресурс L_10h подшипника________ в результате расчётов

оказался____________ указанного в бланке задания L_h =_______ часов,

следовательно, установка подшипника легкой серии___________.

При L_h < L_10h определим возможность установки приводного вала
барабана в подшипниках средней серии_______ (табл. П27 [3]).

Динамическая грузоподъёмность подшипника С = ____ кН.

Статическая грузоподъёмность подшипника С_о = ______ кН.

В этом случае, расчёты базового ресурса составят: