Проектирование ленточного элеватора ЭЛ-28

Общий вид.cdw

Бел.-Рос.университет
0 ход натяжного устройства
Производительность - 160 тч
Высота подъема груза - 18м
Разгрузка - центробежная
Транспортируемый груз - песок
Болт и гайка условно

Элеватор.cdw

Техническая характеристика
Производительность (при коэффициенте
Скорость движения ковшей 1
Мощность электродвигателя 7
Расчет ковшового элеватора

КП-ПЗ-ПРТС.doc

Задание на курсовой проект
Тема проекта: проектирование ленточного элеватора ЭЛ-28.
Параметры для расчета:
Скорость перемещения ленты
Плотность транспортируемого груза
Расчет основных параметров и режимов
Элеваторы предназначены для транспортировки сыпучих и штучных грузов в вертикальном или близком к вертикальному направлениям. Транспортируемый груз размещается в грузонесущих элементах закрепленных на тяговом органе. Бесконечный тяговый орган охватывает ведущий и натяжной барабаны (звездочки). Верхний барабан – приводной нижний – натяжной. Элеватор загружается в нижней части (башмаке) а разгружается в верхней (головке).
По типу грузонесущего органа элеваторы могут быть ковшевые и сомкнутые по виду тягового органа – ленточный и цепные по способу разгрузки – центробежные гравитационные и смешанные по расположению – вертикальные и наклонные по способу монтажа – стационарные неподвижные и встроенные.
Заданная скорость движения ленты достаточно высока и при этом достаточно большая производительность. Значит целесообразно выбрать центробежную разгрузку и следовательно расставленные ковши. Пусть загрузка будет производится зачерпыванием ковши можно попробовать скругленные мелкие с коэффициентом заполнения = 0.8. Так как вид груза не известен пусть загрузка будет зачерпыванием. Режим работы пусть будет средним (ПВ 25%).
Диаметры барабанов. Диаметры приводного и натяжного барабанов одинаковы и для центробежной разгрузки определяются по формуле:
По стандартному ряду значений пусть м.
Полюсное расстояние при этом будет равно:
Ковши. Параметры ковша выбираются из условия:
где:Vk – объем ковша;
tk – расстояние между ковшами на ленте.
При выборе ковша скругленного мелкого М с вместимостью Vk=11.5 литров шаг ковшей получается равным м. Прочие параметры ковша: ширина Bk=0.65м вылет lk=0.225м высота hk=0.265 м радиус закругления rk=0.085м. Высота оказалась меньше шага ковшей значит ковш подходит.
Вес ковша определяется по приблизительному соотношению:
Лента и линейные массы. Ширина ленты минимум на 50 мм больше ширины ковша т.е.:
Ближайшее большее стандартное значение ширины ленты Bл=0.8 м.
По ГОСТ 20-85 пусть будет лента БКНЛ-150. Минимальное число прокладок выбирается из условия:
Но для прочности крепления ковшей предварительно число тканевых прокладок пусть будет равно i = 5. По таблице [1 табл. 2.15] вес этой ленты при таком количестве прокладок равен 11.1 кгм2. Вес погонного метра будет равен кгм. А толщина ее равна мм.
Вес погонного метра ленты вместе с ковшами равен:
Линейная масса груза:
Сопротивления движению тягового органа. Сопротивление при загрузке элеватора зависит от типа груза и способа загрузки что учитывается коэффициентом загрузки. Так как не задан вид груза пусть kзагр=2.3 что соответствует грузу со средним размером кусков. И определяется это сопротивление по формуле:
Сопротивление движению рабочей ветви элеватора:
Сопротивление движению порожней ветви элеватора:
Тяговое усилие на приводном барабане с учетом потерь в опорах барабана k= 1.05:
Минимальная величина натяжения тягового элемента. Она определяется по формуле [1 стр. 215] при допустимом угле поворота ковша = 5° без просыпки груза:
Однако исходя из условий работы ленточных элеваторов минимальное натяжение должно быть в пределах 1000 1500Н.
Натяжение ленты в характерных точках траектории. (рис. 1). На диаграмме в силу большого перепада значений размеры натяжений показаны не в масштабе а утрированно только для демонстрации разницы в их величине.
В точке 2 – минимальное натяжение равное Н.
Тогда натяжение в точке 1 будет равно:
Натяжение в точке 3 будет равно:
В точке 4 – точке набегания ленты на приводной барабан натяжение будет равно:
Максимальным натяжение будет в точке 5 и равно оно:
Уточненное число прокладок в ленте учитывая коэффициент запаса прочности m=12 и разрывную прочность одного миллиметра ширины прокладки для ленты выбранного типа БКНЛ-150 [1 табл. 3] Нмм:
Принятое ранее количество прокладок i=5 целесообразно не менять.
Барабан. Диаметр барабана определен ранее. По таблице [1 табл. 2.24] длина обечайки барабана при ширине ленты 0.8 м равна 0.95 м. Проверяем диаметр барабана по допускаемому давлению между лентой и барабаном [p]=40 60Нсм2:
По давлению барабан подходит.
Выбор электродвигателя. Расчетная мощность электродвигателя предварительно принимая КПД привода равным равна:
С учетом коэффициента запаса мощности Kз=1.2 необходимая мощность электродвигателя будет равна:
Для обеспечения возможности пуска загруженного элеватора рекомендуется выбирать электродвигатель с повышенным скольжением серии 4А. Из таблицы [1табл.17] подходит электродвигатель 4АС250S6У3 с параметрами: номинальная мощность при тяжелом режиме работы (ПВ 40%) N=40кВт скольжение – 5% частота вращения nдв=950мин-1 КПД – 89% МпМн=1.9 MmaxMн=2.1 маховой момент инерции ротора GD2 = 4.62 кг×м2.
Редуктор. Максимальный момент нагружающий привод равен:
Число оборотов ведущего барабана равно:
Расчетное передаточное число редуктора равно:
Из таблицы [1 табл. 27] наиболее подходящим будет редуктор 1Ц2У-200 с передаточным числом uр=16 максимальным моментом при среднем режиме работы (ПВ 25%) Mmax=4000 Н×м КПД .
Уточненная скорость движения ленты составит:
мс что всего на 3% меньше заданной.
Полюсное расстояние при этом станет равно:
Диаметры барабанов не меняются.
Тормоз и муфты. Расчетный тормозной момент на валу приводного барабана равен:
Если тормоз установить на быстроходном валу редуктора то расчетный тормозной момент с учетом коэффициента запаса торможения kT=1.5 будет равен:
По таблице [1 табл. 49] подходит колодочный тормоз нормального замкнутого типа с электромагнитным управлением ТКП-300 с тормозным моментом при среднем режиме работы (ПВ 25%) MT=500Н×м. К тормозу по размеру подходит муфта МУВП с тормозным шкивом диаметром 300 мм и расчетным моментом инерции 0.707 кг×м2.
Между редуктором и приводным валом можно применить цепную однорядную муфту (ГОСТ20742-75) передающую момент 4 кН×м.
Режим работы при пуске. Момент инерции всех движущихся масс элеватора приведенный к валу двигателя определяется по формуле:
где:d – коэффициент учитывающий момент инерции деталей привода вращающихся медленнее чем вал электродвигателя: d = 1.15;
Jр.м. – момент инерции ротора электродвигателя и муфты равный сумме моментов инерции ротора электродвигателя (Jр) и муфты (Jм);
md – масса поступательно движущихся частей элеватора и груза.
Момент инерции ротора электродвигателя определяется исходя из справочного махового момента электродвигателя:
Масса поступательно движущихся частей элеватора и груза при коэффициенте учитывающем упругое удлинение ленты в результате чего не все массы элеватора приходят в движение одновременно ky= 0.7 определяется по формуле:
Таким образом момент инерции всех движущихся масс элеватора приведенный к валу двигателя равен:
Статический момент при пуске приведенный к валу двигателя:
Средний пусковой момент равен:
Продолжительность пуска элеватора зная угловую скорость электродвигателя равную:
можно определить по формуле:
Динамическое максимальное усилие в ленте при пуске:
Максимальное усилие в ленте при пуске равно:
При этом коэффициент перегрузки ленты равен:
Момент на быстроходном валу редуктора определяется по формуле:
Коэффициент перегрузки равен:
Сопротивление передвижению при пуске (при отсутствии пробуксовки):
В период пуска элеватора натяжение ленты в сбегающей ветви:
где:f – коэффициент трения ленты по стальному барабану: f = 0.265;
a – угол обхвата лентой барабана: a = p.
Условием отсутствия пробуксовки будет выполнение неравенства:
:– условие соблюдается.
Натяжное устройство. Ход натяжного устройства при относительном удлинении ленты типа БКНЛ-150 2% равно:
Усилие натяжения прикладываемое к натяжному барабану:
Предохранительные ловители ковшей. Для защиты элеватора от поломок в случае падения ленты с ковшами и грузом при аварийном обрыве ленты используются канаты небольшого диаметра без натяжения соединяющие ковши по боковым сторонам.
Несущие конструкции и корпус. Элеватор состоит из башмака головки и наборных секций контуров (по 4 метра). Все они сварены из уголка 45х45 и облицованы стальным листом. По бокам есть люки для осмотра очистки и технического обслуживания элеватора.
В башмаке расположено натяжное устройство натяжной барабан и загрузочное устройство. В головке – приводной барабан и разгрузочное устройство. Снаружи головки закреплены подшипниковые опоры и роликовый останов.
Вдоль движения ленты для уменьшения ее колебаний в горизонтальной плоскости предусмотрены специальные фиксаторы.
Расчет узлов и механизмов
Контур головки элеватора. Для получения контура головки элеватора необходимо построить траектории движения частиц очертание головки будет построено так чтобы угол между касательными в точках пересечения траектории с корпусом угол составлял 14 18° что способствует лучшему отражению частиц груза от стенки кожуха головки.
При центробежной разгрузке на частицы груза вылетают из ковша (с его края) со скоростью которую можно разложить на три составляющие (рис. 2): линейную vl направленную по касательной к окружности поворота скорости падения под действием силы тяжести vg и скорости вызванной движением частицы груза внутри ковша под действием центробежной силы.
Линейная скорость задана путь пройденный частицей в направлении этой скорости за время t будет равен vt. Под действием силы тяжести частица движется с ускорением свободного падения g и путь частицы (всегда вниз) будет равен gt22.
Скорость частицы в направлении действия центробежной силы определяется следующим образом: пока частица не покинула ковш и перемещается к его краю на нее действует центростремительное ускорение v2r. Средний путь пройденный частицей равен половине вылета ковша т.е. l2. Путем несложных преобразований получаем:
время центробежного движения:
скорость в конце этого движения:
А путь проходимый частицей груза после покидания ковша под действием этой скорости в радиальном направлении равен:
Векторно сложив все 3 составляющие перемещений получаются следующие траектории движения частиц груза (рис. 3). Там же показан возможный контур головки элеватора.
Барабаны: приводной и натяжной. Конструкция барабана приведена на рис. 4.
Диаметр Dб=0.5 м и ширина L=0.95м барабана уже определены ранее. Осталось определить толщину стенок барабана:
И расстояние между втулками:
Втулки приводного барабана с помощью шпонок фиксируются на приводном валу. А внутри втулок натяжного барабана крепятся подшипники.
Вал ведущего барабана: Конструктивно принимаемые размеры вала с эпюрами изгибающих и крутящих моментов представлены на (рис. 5). Расстояния до опор (подшипников) взяты с запасом учитывая размеры натяжного устройства.
Предполагается что вращение передается на правую сторону. В силу симметричности эскиза не рассматривается случай срабатывания останова – при этом изгибающий момент не изменится а крутящий симметрично переместится в левую сторону.
Осевая нагрузка отсутствует. Сила действующая на вал равна:
Реакции опор (подшипники) равны:
Максимальный изгибающий момент равен:
Крутящий момент равен определенному ранее максимальному крутящему моменту:
Пусть материал вала – сталь 40Х улучшенная: Нмм2 [3 табл. 3.3]. Пределы выносливости: Нмм2 Нмм2.
Ориентировочное значение минимального диаметра из расчета на чистое кручение по допускаемому напряжению [3 6.16] при пониженном допускаемом напряжении на кручение Нмм2:
Из ряда по ГОСТ 6636-69 ближайшее большее значение – 95 мм. Тогда диаметр под подшипники dп=100 мм под барабаном dб = 120 мм.
Уточненный расчет необходимо выполнить на двух опасных сечениях: а) начало барабана (максимальный изгибающий момент при максимальном крутящем и концентрация напряжений – шпоночная канавка) и б) крайняя правая точка – присоединение к муфте (минимальный диаметр и тоже шпоночная канавка но нет изгибающего момента).
а) В первом случае момент сопротивления сечения равен (с учетом шпоночной канавки: b=32мм c=11 мм):
Амплитуда нормальных напряжений равна:
Значения коэффициентов для расчета коэффициента запаса прочности: эффективный коэффициент концентрации напряжений [3табл. 6.5] масштабный фактор напряжений[3 табл. 6.8] коэффициент шероховатости.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Значения коэффициентов для расчета коэффициента запаса прочности: [3табл. 6.5] [3табл. 6.8] .
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности:
– достаточный запас.
б) Аналогично вышеприведенному расчету (но только крутящий момент и с учетом шпоночной канавки: b=28мм c=10 мм):
По касательным напряжениям:
Коэффициенты: [3 табл. 6.5] [3 табл. 6.8] .
Выбранные диаметры вала подходят по расчету на прочность.
Ось натяжного барабана. На ось действует только изгибающий момент крутящего момента нет как и осевых усилий.
Диаметр оси определяется по приблизительному соотношению от диаметра приводного вала: мм. По ГОСТ 6636-69 пусть этот диаметр равен 55 мм. А диаметр под подшипники (внутри барабана) пусть равен dп = 60 мм.
Материал оси пусть тоже будет как и у приводного вала – сталь 40Х.
На рис. 6 представлен эскиз оси с эпюрой изгибающих моментов.
Сила действующая на ось равна:
Аналогично двум проведенным выше расчетам:
Значения коэффициентов: [3табл. 6.7] .
Ось также подходит по прочности.
Шпонки. Необходимо рассчитать шпонки передающие момент а) с муфты на приводной вал; и б) с вала на приводной барабан.
Шпонки выполняются из нормализованной конструкционной стали с допускаемым напряжением смятия Нмм2.
а)Момент передаваемый шпонкой M=3998Н диаметр вала d=95мм размеры шпонки: b=28мм h=16мм t1=10мм длина (стандартное значение с учетом длины ступицы муфты) l=160мм.
Проверка на смятие производится по формуле:
б)Момент передаваемый шпонкой (предполагается что он передается только одной шпонкой) M=3998Н диаметр вала d=120мм размеры шпонки: b=32мм h=18мм t1=11мм длина l=180мм.
Подшипники. Осевые нагрузки отсутствуют. Но на ведущем вале есть вероятность перекоса оси. Поэтому рекомендуется здесь в качестве подшипников использовать самоустанавливающиеся радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники. А на оси можно использовать радиальные роликовые подшипники.
Число оборотов барабанов с учетом реальной линейной скорости равно:
Это значение больше 1 мин-1 – следовательно основной характеристикой будет служить динамическая грузоподъемность.
Так как присутствует только радиальная нагрузка эквивалентная нагрузка будет определяться по формуле:
Коэффициенты будут равны: коэффициент вращения колец V=1 (вращение внутреннего кольца) коэффициент безопасности Kб= 1.5 [3 табл. 7.2] температурный коэффициент Kт=1 [3 табл. 7.1].
Для ведущего вала можно взять подшипники средней серии 1320 с диаметром внутреннего кольца 100мм и динамической грузоподъемностью C=110900Н. Для оси натяжного барабана – средней узкой серии 2312 с диаметром внутреннего кольца 60мм и динамической грузоподъемностью C=10000Н.
Расчетная долговечность подшипников будет равна:
Эквивалентная нагрузка Н
Расчетная долговечность млн. оборотов
Долговечность достаточна.
Натяжное устройство: Винты натяжного устройства работают на сжатие и кручение и дополнительно подвергается продольному изгибу. Главным критерием работоспособности является износостойкость резьбы из расчета на которую определяются основные размеры с последующей проверкой на прочность и устойчивость.
Ходовая резьба пусть будет прямоугольной (ГОСТ 10177-82) материал винтов – сталь 40Х с допускаемым напряжением на срез Нмм2 и пределом текучести Нмм2.
Материалом гайки пусть служит бронза Бр. АЖ9-4 с допускаемыми напряжениями на разрыв Нмм2 на срез Нмм2 на смятие Нмм2.
Средний диаметр резьбы из условия обеспечения необходимой износостойкости определяется по формуле:
где:P – нагрузка на один винт;
– отношение высоты гайки к среднему диаметру резьбы выбирается из диапазона 1.2 2.5; пусть ;
[p] – допускаемое давление в резьбе зависящее от трущихся материалов: сталь по бронзе [p]=9.5 Нмм2.
Нагрузка на один винт с учетом коэффициента неравномерности нагрузки натяжных винтов K=1.3 определяется исходя из определенного ранее усилия на натяжном барабане:
Таким образом средний диаметр равен:
Учитывая что длина винта большая и потребуется большая устойчивость целесообразно внутренний диаметр резьбы равным мм.
Теперь среднее значение резьбы равно:
Наружный диаметр резьбы:
Угол подъема резьбы равен:
Необходимо сделать проверку надежности самоторможения для чего необходимо чтобы угол подъема резьбы был меньше угла трения j который зависит от материалов при нормальной смазке (сталь по бронзе f=0.1) не меньше чем на 1°:
- условие выполняется.
Проверка винта на устойчивость.
Расчетный момент инерции сечения винта:
Гибкость винта учитывая коэффициент приведения длины и расчетную длину винта мм (рассчитанный ранее ход натяжного устройства равнялся 1 м):
Гибкость больше 200 значит расчет на устойчивость с помощью коэффициента снижения основного допускаемого напряжения невозможен. Можно воспользоваться формулой Эйлера и определить величину критической силы зная модуль упругости стали 40Х Нмм2:
– устойчивость гарантирована.
Проверка винта на прочность: по условию прочности эквивалентное напряжение должно быть меньше допускаемого напряжения сжатия
Напряжение сжатия равно:
Крутящий момент передаваемый винтом состоит из суммы моментов трения в резьбе и в пяте (упоре диаметром мм):
Напряжение кручения равно:
Эквивалентное напряжение равно:
А допускаемое напряжение сжатия равно:
– условие прочности выполняется.
Количество витков резьбы на гайке:
Проверка прочности резьбы гайки на срез:
Можно еще определить размеры рукоятки с помощью которой будет производиться вращение винтов.
При усилии прикладываемом к рукоятке равном Н длина рукоятки должна быть не менее
Для удобства пользования пусть мм. Диаметр рукоятки при допускаемом напряжении изгиба для стали 45 улучшенной Нмм2 должен быть не менее
Стандартным значением этого диаметра будет 14 мм.
Останов. Для предотвращения движения ленты в обратную сторону что приводит к поломке ковшей и обрыву ленты на приводной вал устанавливается роликовый останов. Кроме нагрузочных параметров в данном случае на размеры останова оказывают влияние два размера: диаметр вала 95мм определенный по условию его прочности и длина шпонки которую можно узнать по допускаемому усилию смятия:
Пусть длина шпонки как и ширина останова и будет 140 мм. А внутренний диаметр останова для обеспечения прочности ступицы пусть будет D=200мм. Количество роликов пусть будет z=5.
Диаметр ролика определяется из приблизительного соотношения:
Но учитывая большой внутренний диаметр останова лучше принять d=20 мм. Длина ролика пусть будет равна l=40 мм.
Для работы останова необходимо чтобы угол заклинивания ролика был меньше угла трения (рис. 7).
Это условие можно выразить таким образом:
Тогда угол a при коэффициенте трения f=0.07 можно определить из соотношения:
Пусть угол a равен 8°. Тогда высоту опорной поверхности ступицы можно найти из соотношения:
Необходимо проверить останов на смятие. Для этого надо определить приведенный модуль упругости и допускаемые контактные напряжения .
Материалом обоймы и ступицы будет сталь 45 ГОСТ 1050-88 (закалка на твердость 59.5 65.5HRC) с модулем упругости E=200000МПа роликов – сталь У8 ГОСТ 1435-99 с такой же точно термообработкой и модулем упругости. Значит приведенный модуль упругости вычисляемый по формуле:
тоже равен 200000МПа. А допускаемое контактное напряжение равно [3 табл. 3.2]:
Нормальное давление на ролик равно:
А максимальное контактное напряжение равно:
Барышев А.И. Стеблянко В.Г. Хомичук В.А. – Механизация ПРТС работ. Курсовое и дипломное проектирование транспортирующих машин: Учебное пособие Под общей редакцией А.И. Барышева – Донецк: ДонГУЭТ 2003 – 471 с. ил.
Барышев А.И. – Механизация погрузочно-разгрузочных транспортных и складских работ в пищевой промышленности: Учебное пособие для студентов специальности 7.090221 «Оборудование пищеперерабатывающих производств». – Донецк: ДонГУЭТ 2000. в 3-х частях.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов С.А.Чернавский Г.М. Ицкович К.Н. Боков и др. – М: Машиностроение 1979. – 351 с. ил.
В.И. Ануфриев – Справочник конструктора-машиностроителя в трех томах. – М.:Машиностроение 2001.