Проектирование ленточного транспортера

rrr.r113.r2.dwg

Пояснительная записка
Позиция 8 не показана
Ведущий вал и механизм натяжения
Поддердивающий ролик
Позиция 6 не показана

rrr.r113.r1.dwg

Техническая характеристика: 1. Производительнось Q=70000 кгчас 2. Частота вращения рабочего органа n=76
мин 3. Момент на ведущем валу конвейера
Hм. 4. Угол наклона =0
Пояснительная записка
Вал ведущий с опорами
Вал ведомый с опорами
Электродвигатель 4АМ90L8
Редуктор одноступенчатый
цилиндрический ЦДН-17

rr.rrr.113.doc

Ленточные конвейеры являются наиболее распространенными простыми надежными и дешевым средством транспортирования как насыпных так и штучных грузов.
Грузонесущим и тяговым органом ленточного конвейера является бесконечная лента движущаяся со скоростью v лента натягивается на два барабана один из которых является приводным а другой натяжным. Натяжной барабан придает ленте необходимое натяжение с помощью винтового натяжного устройства. Все устройства монтируются на металлоконструкции. Груз перемещается на верхней ветви конвейера а нижняя ветвь является холостой.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
1 Определение размеров тягового органа
В качестве тягового органа ленточных конвейеров используется конвейерная лента которая служит одновременно и грузонесущим элементом конвейера.
Производительность ленточного транспортера при перемещении сыпучего груза с равномерной подачей его на ленту определяется соотношением
где k – коэффициент учитывающий ссыпание груза при наклоне транспортера на угол до 200 k=1;
A – площадь сечения грузового потока;
v – скорость транспортирования при перемещении такой культуры как пшеница рекомендуемая скорость составляет v=20..45 мс принимаем v=30 мc;
ρ – насыпная плотность пшеницы составляет ρ=800..900 кгм3.
Таким образом воспользовавшись уравнением (1) определим площадь сечения транспортируемого груза.
A=Q(36ρvk)=70(36*850*3*1)=763*10-3 м2.
При желобчатой ленте с трехроликовой опорой общая площадь сечения потока груза схема сечения желоба представлена на рисунке 1
где АТР – площадь треугольника
АТ – площадь трапеции.Рисунок 1 – Схема сечения желоба
АЖ=025B2[tgαp+(1-)*tgα] (2)
где k0=BOB=035..04 пусть k0=04;
α – угол наклона бокового ролика при перемещении таких грузов как зерновые рекомендуется принимать α=450..600;
kb=08..09 принимаем kb=08.
Геометрический параметр φP определяем по формуле
где φП – угол естественного откоса φП=250.
В результате из выражения (2) находим расчетную ширину ленты конвейера
Тогда истинный размер сечения перемещаемого груза составит по выражению (2)
АЖ=025*082*032[tg880+(1-042)*tg450]=00143 м2.
И с учетом нового значения площади сечения груза истинная скорость зерна составит
v=Q(36Aρ)=70(36*850*00143)=163 мc.
На основании проведенных расчетов переходим к выбору материала транспортирующей ленты – БКНЛ-100.
Роликоопоры служат для поддержания груженой и холостой ветвей ленты. Тип роликоопор выбирается в зависимости от их назначения и характеристики транспортируемого груза.
Для ленты шириной В=300 мм выбираем роликоопоры диаметром d=89 мм.
3 Тяговый расчет конвейера
3.1 Определение погонных нагрузок
Для определения тягового расчета необходимо определить погонные нагрузки т.е. нагрузки на один метр длины: от ленты qЛ; от вращающихся частей роликоопор транспортируемого груза qгр.
) Погонная нагрузка от резинотканевой ленты qЛ определяется по формуле
где i – число прокладок i=4.
– толщина одной прокладки 0=125 мм;
2 – толщина обкладок соответственно на рабочей и опорной стороне ленты 1=2=15 мм.
В результате погонная нагрузка от резинотканевой ленты составит
qЛ=108*03(125*4+15+15)=259 Нм.
) Погонная нагрузка от вращающихся частей роликоопор
где GP – вес вращающихся роликоопор GP=95 H;
- расстояние между опорами соответственно на рабочей и холостой ветвях рекомендуется =08..12 м =16..24 м.
Таким образом величина погонной нагрузки составит
) Погонная нагрузка от груза
qГР=GГР(36v)=70(36*16)=1215 Hм.
4 Определение натяжений ленты в характерных точках
Простейшая трасса ленточного конвейера представлена на рисунке 2 и состоит из 2х прямолинейных участков(1-2) (3-4) и двух криволинейных участков(4-1) и (2-3). Характерными точками являются точки перехода от одного участка к другому.
Точка с наименьшим натяжением Smin располагается в самом низком месте. Принимаем предположительно Smin=750 H в точке 2.
S1=S2-WL1-2Рисунок 2
где WL1-2 – сила сопротивления движению ленты на прямолинейном участке.
Сила сопротивления движению ленты определяем по формуле
где – коэффициент сопротивления роликоопор =003.
Таким образом сила сопротивления на этом участке принимает значение
WL1-2=(259+475)*003*55=1211 Н.
И сила натяжения ленты в точке 1 составит
Натяжение в точке 3 определяем как
где 1 – коэффициент сопротивления движению при огибании лентой барабан 1=103.
Натяжение ленты в точке 3 принимает значение
Натяжение ленты в точке 4 определяем по соотношению
где WL3-4 – сила сопротивления движению ленты на рабочем горизонтальном участке.
Величину этой силы определяем по формуле
WL3-4=( qГР+qЛ+)L=(1215+475+259)*003*55=3216 Н.
Натяжение ленты в точке 4 составит
S4=7725+3216=10941 Н.
6 Проверка прочности ленты
Ранее было принято число прокладок ленты i=4. Правильность выбранного числа прокладок ленты проверим по формуле
где KP – предел прочности одной прокладки для ленты БКНЛ – 100 KP=10 МПа;
n – коэффициент запаса прочности n=9..10;
Smax – максимально натяжение ленты конвейера
Подставляя численные значения в выражение (3) получим
Полученное значение ненамного меньше ранее принятого и можно сделать вывод о правильности выбора материала ленты конвейера и количества прокладок в сечении ленты.
7 Определение тягового усилия на приводном барабане
Тяговое (окружное) усилие на приводном барабане находится по формуле
где SНАБ – натяжение в набегающей ветви SНАБ=Smax
SСБ – натяжение в сбегающей ветви SСБ=S1.
И в результате получим что
FT=(10941-6286)*103=4795 Н.
8 Расчет приводной станции конвейера
Назначение приводной станции – сообщает конвейерной ленте движение5 со скоростью обеспечивающей заданную производительность.
Определим диметр барабана. Согласно ГОСТ 22644-77 диаметр барабана выбирается из стандартного ряда чисел. Пусть DПб=400 мм. Тогда угловая скорость барабана составит
=2vDПб=2*1604=8 c-1.
Частота вращения вала составит
n=30=30*8=764 мин-1.
Зная тяговое усилие и скорость ленты определим расчетную мощность электродвигателя
где 125 – коэффициент перегрузки;
– к.п.д. приводной станции =08.
Таким образом требуемая мощность электродвигателя составит
PЭД=125*4795*1608=12*103 Н.
Из каталога асинхронных короткозамкнутых двигателей выбираем электродвигатель 4A100L8702 мощность электродвигателя PЭД= 15 кВт и асинхронная частота вращения ротора двигателя составляет nДВ=702 мин-1.
Далее определим передаточное число приводной станции
uПР=nДВn=702764=919.
9 Разбивка передаточного отношения
Определив передаточное число редуктора и используя максимальное и минимальное передаточное отношение клиноременной передачи
где UКЛ.МИН – минимальное передаточное отношение клиноременной передачи UКЛ.МИН=12;
UКЛ.МАКС – максимальное передаточное отношение клиноременной передачи UКЛ.МАКС=40.
По передаточному отношению приводной станции UПР.СТ=919 находим максимальное и минимальное передаточное число редуктора. границы значений передаточного числа редуктора.
UРЕД=UПР.СТUКЛ UРЕД.МИН=UПР.СТUКЛ.МАКС=91912=766;
UРЕД.МAКС=UПР.СТUКЛ.МИН=91940=23.
Передаточное число редуктора UРЕД должно лежать в пределах между минимальным и максимальным передаточным отношениями редуктора т.е.
UРЕД.МИНUРЕДUРЕД.МАКС
Мощность редуктора РРЕД должна лежать в пределах между мощностью электродвигателя и удвоенной мощностью электродвигателя т.е.
Выбираем редуктор ЦДН-175 с параметрами: РРЕД=27 кВт UРЕД.=804 hРЕД=095.
Уточняем передаточное число клиноременной передачи при помощи выражения (2)
UКЛ=UПР.СТUРЕД=919804=114.
10 Определение кинематических и силовых характеристик на валах приводной станции
10.1 Расчет первого вала
Первый вал - вал электродвигателя - это ведущий вал ременной передачи.
Найдем угловую скорость на первом валу по формуле
w1=pn130=p*70230=735 c-1.
Мощность на первом валу P1=PЭД=12 кВт.
Так как известна мощность на первом валу и угловая скорость вращения ротора двигателя тогда можно определить величину крутящего момента
Т1=P1w1=12*103375=1632 Нм.
10.2 Расчет второго вала
Вторым валом является вал ременной передачи ведущий вал редуктора. Находим частоту на втором валу
n2=n1UКЛ=702114=6158 мин-1.
Аналогично выражению (4) определим угловую скорость вала 2
w2=pn230=p*615830=645 c-1
Далее находим мощность на втором валу
P2=P1*hРЕМ=12*103*097=1164 Вт
где hРЕМ – КПД ременной передачи hРЕМ=097 1.
Рассчитаем момент на втором валу
Т2=P2w2=1164645=1805 Нм.
10.3 Расчет третьего вала
Приводной вал конвейера является третьим валом приводной станции. Определим частоту вращения третьего вала согласно выражения
n3=n2UРЕД=6158804=7606 мин-1.
Рассчитаем угловую скорость третьего вала
w3=pn330=p*760630=8 c-1
Мощность на третьем валу привода
P3=P2*hРЕД=1164*103*095=1106 Вт.
Момент на выходном валу
Т3=P3w3=11068=1382 Нм.
10.4 Расчет четвертого вала
Вал конвейера является четвертым валом. Определим характеристики вала
Мощность на четвертом валу привода
P4=P3*hМ*hПК =1106*095*098=1030 Вт.
Т4=P4w4=10308=1288 Нм.
11 Расчет клиноременной передачи
Ременная передача состоит из двух шкивов и бесконечного ремня натянутого на шкивы. Передача движения в ременной передаче осуществляется за счет сил трения между шкивами и ремнем.
Исходными параметрами для расчета клиноременной передачи являются следующие данные: P1=12 кВт n1=702 мин-1 нагрузка спокойная работа привода односменная. По передаваемой мощности 12 кВт и числу оборотов ротора двигателя выбираем рекомендуемые сечения ремня типа «А» .
Рекомендуемый диаметр ведущего шкива D1=90 мм.
Диаметр ведомого шкива
D2=D1(1-e)*UР=90(1-002)114=1005 мм
принимаем стандартное значение D2=100 мм.
Предварительные значения межосевого расстояния
а³055(D1+D2)+h=055(90+100)+87=1132 мм.
Расчетная длина ремня LP мм
LP=2а+05p(D2+D1)+(D2-D1)24a=
=2*1132+05p(90+100)+(100-90)2(4*1132)=5251 мм.
Выбираем стандартное значение LP=800 мм.
Межосевое расстояние
где W=05p(D2+D1)=05p(100+90)=2985 мм;
Y=05(D2-D1)2=05(100-90)2=50 мм2;
aW=025*[(800-2985)+]=2507 мм.
Угол обхвата на малом шкиве
a1=1800-570(D2-D1)aW=1800-570(100-90)2507=17770.
Скорость движения ремня
v=05D1*w=05*090*735=331 мc.
Количество ремней передачи
где P – мощность электродвигателя кВт;
[P0] - мощность передаваемая одним ремнем [P0]=071 кВт по 3
Ka - коэффициент учитывающий угол обхвата 3;
Число пробегов ремня
Сила действующая на валы от натяжения ремней
R=2S0*z*sin(05a1)=2F*s0sin(05a1)=2*81*2*15*sin(17772)=4859 H.
РАСЧЕТ ПРИВОДНОГО ВАЛА
1 Ориентировочный расчет вала
1.1 Подбор исходных данных
Воспользовавшись исходными данными полученными ранее выполним эскизную компоновку приводного вала конвейера. При прочностных характеристиках материала проектируемого вала а именно для материала вала – Сталь 6 допускаемые напряжения составят:
[]=100 МПа;[ ]=55 МПа; [-1И ]=30 МПа.
1.2 Расчет ориентировочного диаметра вала
Диаметр концевого участка вала под муфту находим из условия прочности на кручение
Подставляя численные значения в выражение (2.1) при величине крутящего момента равного ТКР=1288 Нм получим следующий результат
Увеличим полученное значение на 7..10% так как на концевом участке имеется шпоночный паз.
Согласно ГОСТ 6636-66 принимаем d0=26 мм.
2 Уточненный расчет размеров вала
2.1 Эскизная компоновка вала
Диаметр вала под подшипники определяем по формуле
dП=d0+(5..7)=26+(4..6)=30..32 мм.
Выбираем радиальные сферические двурядные шарикоподшипники типа 1205 ГОСТ 28428 – 90 с параметрами:
DП=30 мм ВП=14 мм С=121 кH.
Эскизная компоновка представлена на рисунке 3.
Рассчитываем расстояния l1 l2 l3.
l1=075* d0+10+15*ВП=075*26+10+15*14=505 мм.
l2=15ВП +100=15*14+100=121 мм.
l3=LБ-200=400-150=250 мм.
2.2 Определение опорных реакции
Расчетная схема вала эпюры изгибающих и крутящих моментов представлена на рисунке 4. Определим радиальное усилие создаваемое муфтой. Для втулочно пальцевых муфт рассматривается следующая формула
RМ=сΔr*Δr=3920*03=1176 H
где сΔr – радиальная жесткость муфты;
Δr – радиальное смещение.
Рисунок 4 – Расчетная схема приводного вала
R5Z=RM*l1(2l2+l3)=1176*51(2*121+250)=1219 H.
R2Z=RM*(l1+2l2+l3)(2l2+l3)= 1176(51+2*121+250)(2*121+250)=
Проверка: ΣFZ=0; -R5Z-RM+R2Z=0; -1219-1176+12979=0; 00.
Σm -F* R5X=F; R5X=17227 H.
F* R2X=F; R2X=17227 H.
Проверка: ΣFX=0; -R2X +F-R5X +F=0; -17227+17227-17227+17227=0; 00.
Определяем суммарные реакции
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Наиболее нагруженным является сечение 3 - 3. Результирующий момент в этом сечении определится как
2.3 Расчет уточненного диаметра вала
Уточенный расчет диаметра вала по формуле
где []-1 – допускаемое напряжение в расчете на выносливость при изгибе []-1=30 МПа.
При подстановке численных значений в последнее выражение приходим к следующему результату
3 Расчет подшипников качения
Выполним проверочный расчет ранее выбранных подшипников качения. Исходными данными для проведения проверочного расчета являются:
- частота вращения приводного вала n=764 мин-1;
- величина результирующей реакции в наиболее нагруженном подшипнике R5=24363 H.
- долговечность работы вала этой величиной можно задаться пусть Lh=24000 часов.
Так как вал вращается с частотой более 1 мин-1 следовательно расчет подшипника выполним по динамической грузоподъемности. Требуемая величина динамической грузоподъемности определяется по формуле
где P – эквивалентная динамическая нагрузка которую находим согласно выражения
P=(X*V*Rr+Y*RA)*KБ*KT(4)
X – коэффициент радиальной нагрузки равный X=1;
Rr – радиальная сила воспринимаемая подшипником;
Y – коэффициент учитывающий осевую нагрузку;
RA – осевая нагрузка RA=0;
KT – коэффициент учитывающий влияние температуры при t≤1200 C KT=0;
KБ – коэффициент безопасности KБ=12 15.
В результате выражение (4) и (5) получим следующий результат
P=X*V*Rr*KБ*KT=1*1*24363*12*1=29236 Н.
Условие выполнено а значит подшипник 1206 выбран верно.
4 Расчет и проверка шпоночного соединения
На ведущем и ведомом валах применяем призматические шпонки со скругленными торцами. Их размеры зависят от диаметров валов и гостирорваны. Материал шпонок сталь 45 нормализованная согласно ГОСТ 23360-78. Напряжения смятия и условие прочности
Диаметр вала d=26 мм bh=87 t1=40 мм t2=33 мм длина шпонки l=32 мм момент на валу Т=1288 Нм.
Определяем напряжения смятия
=672 МПа[s]СМ=70 80 МПа.
5 Расчет устройства натяжения
В процессе работы натяжение тягового органа конвейера должно находится на постоянном уровне. Ранее определили результирующую силу натяжения цепи. В качестве натяжного устройства можно использовать винтовую пару. Определим диаметр резьбы из условия прочности на растяжение
Принимаем в качестве натяжной устройства шпильку с трапециидальной резьбу и наружным диаметром d=10 мм.