Ленточный конвейер для перемещения влажного песка

03 - Натяжная станция.cdw

Технические требования:
Размеры для справок.
Общие допуски по ГОСТ 30891.1: h14
При сборке все подшипники и трущиеся поверхности деталей
смазать смазкой Литол 24 ГОСТ21150-75.
МНТ.КП.3429.04.003.СБ

00 - РПЗ.docx

Устройство и принцип действия механизма8
Определение конструктивных параметров несущего полотна конвейера10
Определение параметров роликовых опор13
Определение сил сопротивления движению несущего полотна на15
всех участках конвейера15
Определение сил натяжения тяговой ленты и тяговое усилие на18
приводном барабане18
Определение параметров барабанов и роликовой батареи28
Выбор натяжного устройства29
Загрузочное устройство31
Проектирование вала приводного барабана37
Проектирование оси натяжного барабана44
Исходные данные для выполнения курсового проекта (вариант 4)
Спроектировать ленточный конвейер для перемещения влажного песка
По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы - машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов лифты средства напольного транспорта (тележки погрузчики тягачи) и другие подобные машины а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) - конвейеры различных типов устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.
Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Одновременно с транспортированием грузов они могут распределять их по заданным пунктам складировать накапливая в обусловленных местах перемещать по технологическим операциям и обеспечивать необходимый ритм производственного процесса.
Конвейеры являются составной неотъемлемой частью современного технологического процесса они устанавливают и регулируют темп производства обеспечивают его ритмичность способствуют повышению производительности труда и увеличению выпуска продукции.
Существенным преимуществом ленточных конвейеров является значительная производительность которая при больших скоростях движения (6 8 мс) и ширине ленты может быть доведена до 20000 и даже до 30000 тч что во много раз превышает производительность других конвейеров. Ленточные конвейеры могут иметь сложные трассы с горизонтальными и наклонными участками а также с изгибами в горизонтальной плоскости. Длина горизонтальных конвейеров может составлять 3 5 километров для одной машины а в отдельных случаях достигает 14 км. Благодаря простоте конструкции и эксплуатации удобству контроля за работой и автоматизации управления ленточные конвейеры имеют высокую надёжность даже при работе в тяжёлых условиях.
К недостаткам ленточных конвейеров относится высокая стоимость ленты и роликов составляющая соответственно около 50 и 30 % общей стоимости конвейера. Следует отметить что использование этих конвейеров затруднено при транспортировании пылевидных горячих и тяжёлых штучных грузов а также при углах наклона трассы превышающих 18 20°.
Затраты на перемещение грузов ленточными конвейерами на расстояния 5 30 км. невелики и существенно меньше чем затраты на перемещение грузов автомобильным транспортом.
В результате курсового проекта был спроектирован ленточный конвейер для перемещения влажного песка. Для этого были определены конструктивные параметры несущего полотна конвейера вычислены силы сопротивления движению несущего полотна определены параметры направляющих роликов подобраны электродвигатель и редуктор а также выполнен расчет элементов приводного натяжного барабанов. Данный конвейер можно использовать для перемещения груза на высоту до 911 м. и расстояние до 73 м.
Устройство и принцип действия механизма
Рис. 1 Наклонно-горизонтальный ленточный конвейер.
Несущим и тяговым элементом ленточного конвейера общего назначения (рис.1) является бесконечная гибкая лента 10 опирающаяся верхней (рабочей) и нижней (холостой) ветвями на роликовые опоры 4 8 и огибающая на концах конвейера приводной 5 и натяжной 11 барабаны. Подача транспортируемого груза на ленты осуществляется через загрузочное устройство 1. Движение передаётся ленте фрикционным способом от приводного барабана. Необходимое первоначальное натяжение на сбегающей ветви ленты создаётся натяжным барабаном при помощи грузового натяжного устройства 12. Направление потока сбрасываемого с барабана груза обеспечивается разгрузочной коробкой 6.
Для очистки рабочей стороны ленты от оставшихся частиц установлена вращающаяся щётка 7. В данном случае установка очистительного устройства совершенно необходима так как прилипшие частицы влажного песка образуют на роликах трудноудаляемую неровную корку и могут привести к неравномерному их вращению вызывающему ускоренное изнашивание ленты.
Для центрирования хода обеих ветвей ленты и исключения её чрезмерного поперечного смещения установлены дефлекторные ролики 3. В местах перехода ленты из наклонного в горизонтальное положение используются роликовая батарея 2 и отклоняющий барабан 9 создающие плавный перегиб ленты.
Определение конструктивных параметров несущего полотна конвейера
Исходя из заданной производительности транспортирующей машины (тч) и скорости перемещения груза (мс) ширина ленты желобчатой формы определяется по зависимости по формуле:
где =09 - коэффициент использования ширины ленты;
- скорость ленты конвейера;
- насыпная плотность груза тм3;
= 09 – коэффициент использования ширины ленты;
- коэффициенты производительности зависящие от формы роликовой опоры которые для трехроликовых опор определяются по формулам ( - угол наклона бокового ролика):
В данном случае для трёхроликовой опоры:
где αб = 30° - угол наклона боковых роликов на трёхроликовых опорах;
- коэффициент учитывающий наличие наклонного участка на трассе конвейера который равен:
где - угол насыпки груза на ленте ( - угол естественного откоса груза);
где φ = 45° – угол естественного откоса груза для состояния покоя;
Рис.2 Трёхроликовые опоры.
По ГОСТ 22644-77 принимаем ширину ленты B = 650 мм т.к. меньшее значение приведёт к перегрузке ленты.
Существенное увеличение ширины ленты по сравнению с первоначальной расчётной величиной требует обязательного пересчёта скорости. По формуле находим:
Согласно рекомендованному ряду по ГОСТ 22644-77 принимаем = 125 мс.
Определим действительное значение kB коэффициента использования ширины ленты:
Что свидетельствует о хорошем заполнении ленты грузом (kB ≥ 08).
Определение параметров роликовых опор
На данном этапе расчета конвейера необходимо определить типоразмеры роликовых опор для рабочей и холостой ветвей ленты и шаг их расстановки.
При ширине ленты B = 650 мм и с насыпной плотности груза ρ = 19 тм3 выберем постоянный шаг роликовых опор (с.125 [1]):
= 1300 мм – для верхней ветви ленты;
= 3000 мм – для нижней ветви ленты.
Определим диаметр роликовых опор по таблице 2.2 (с.129 [1]) при условии исключения резонансных явлений указанных в таблице 2.3 (с.132 [1]). В этом случае для обоих ветвей можно принять ролики среднего типа с одинаковым значением диаметра
Масса вращающихся частей роликовых опор может быть определена либо по аналогии с имеющимися конструкциями либо по эмпирическим зависимостям:
для трехроликовой опоры:
для однороликовой опоры:
где и - массы вращающихся частей роликоопор рабочей и холостой ветвей конвейера соответственно кг; В - ширина ленты м; - диаметр ролика мм; - эмпирические коэффициенты: для ролика легкого типа ; среднего тяжелого - .
Рассчитаем массы вращающихся частей трёхроликовой и однороликовой опор:
где Аm Бm – эмпирические коэффициенты для ролика среднего типа равные 10 и 10 соответственно.
Определение сил сопротивления движению несущего полотна на
всех участках конвейера
1 Расчёт распределённых масс
Распределенная масса транспортируемого груза определяется по формуле:
Распределенная масса вращающихся частей роликоопор приходящаяся на 1м длины конвейера (кгм) равна:
- для рабочей ветви (верхней);
- для холостой ветви (нижней);
Сначала найдем распределённые массы вращающихся частей опор верхней ветви:
Затем найдем распределённые массы вращающихся частей опор нижней ветви:
2 Определение толщины ленты
Определение толщины ленты по формуле:
где и – число прокладок и расчетная толщина тягового каркаса;
и – толщины рабочей и нерабочей обкладок.
Подставим наши данные:
где 1 = 6 мм – толщина рабочей (наружной) обкладки (с.96 [1]);
= 2 мм – толщина нерабочей (нижней) обкладки;
n = 11 мм –толщина прокладки с резиновой прослойкой из полиамидных нитей таблица 2.1 (с.97 [1]);
in = 6 – число прокладок взятое максимально возможное значение из рекомендованного ряда при ширине ленты B = 650 мм. (с.95 [1]).
Рис.3 Тяговая лента.
Тогда масса приходящаяся на 1м длины прорезиненной конвейерной ленты при плотности ρ0 = 1130 кгм3 находится по формуле:
3 Определение местных сил сопротивления движению ленты
При эксплуатации в средних условиях коэффициенты сопротивления на рядовых роликовых опорах определяются по таблице 2.4. Коэффициент сопротивления движению ленты конвейера (с.133 [1]):
p = 0025 – для верхней ветви;
х = 0022 – для нижней ветви;
На барабанах установленных на подшипниках качения с учётом силы сопротивления изгибу ленты:
п1 = 002 – для поворотного барабана;
п2 = 006 – для натяжного барабана с углом поворота 180°;
Силу сопротивления в пункте загрузки определяют по формуле:
где fл = 052 – коэффициент внешнего трения песка по резиновой ленте таблица 1.4. Характеристика насыпных грузов (с.13 [1]);
fб = 06 – коэффициент внешнего трения песка по стали;
– проекция составляющей средней скорости струи материала на направление ленты определяющаяся по формуле:
kб – коэффициент бокового давления груза на бортовые направляющие:
ср – средняя скорость движения груза на длине разгона до скорости :
Длина конвейера составляет около 70 метров поэтому силу сопротивления движению ленты на очистительном устройстве можно не учитывать.
Определение сил натяжения тяговой ленты и тяговое усилие на
Рис. 4 Схема участков натяжений на ленточном конвейере.
1 Определение точек с наименьшим натяжением ленты
Для конвейеров имеющих наклонный участок минимальное натяжение Smin в ленте может находиться либо в точке схода с приводного барабана S1 либо в конце наклонного участка – в точке набегания ленты на натяжной барабан S4.
Если выполняется неравенство:
где H – высота трассы ленточного конвейера:
то точка с минимальным натяжением в ленте находится в точке сбегания с приводного барабана Smin= S1. Если неравенство не выполняется то точка с минимальным натяжением находится в точке набегания ленты на натяжной барабан Smin= S4.
Следовательно точка с минимальным натяжением находится в точке набегания ленты на натяжной барабан Smin= S4.
Значения минимально допустимых натяжений в ленте для рабочей ветви Spmin и для холостой ветви Sxmin определяются по формулам:
Точка схода груза на ленту с загрузочного устройства находится на расстоянии:
2 Определение натяжений в характерных точках трассы конвейера
Таким образом S4 = Smin = 3158 Н.
Так как условия ограничения стрелы провеса рабочей ветви выполняется при условии Spmin ≥ 13841 Н то принимаем S6 = 13841 Н.
Натяжение S9 является наибольшим Smax = 25441 Н и расчётным натяжением необходимым для определения числа прокладок резинотканевой ленты:
где Сn = 9 – коэффициент запаса прочности значение которого для наклонных конвейеров соответствует сравнительно малому числу прокладок;
kр = 100 Нмм – предел прочности для выбранной ткани из комбинированных нитей ТА-100 с толщиной прокладки n = 11 мм.
Предварительно выбранная лента имеет 2 лишних прокладки. В таком случае число прокладок необходимо сократить до in = 4 и пересчитать распределённую массу лент q0 повторить тяговый расчёт.
3 Уточнённый тяговый расчёт
in = 4– число прокладок взятое по расчету.
Тогда распределенная масса приходящаяся на 1м длины прорезиненной конвейерной ленты при плотности ρ0 = 1130 кгм3 находится по формуле:
Условия ограничения стрелы провеса для верхней и нижней ветви:
Значения минимально допустимых натяжений в ленте для рабочей ветви Spmin определяется по формуле:
Так как условия ограничения стрелы провеса рабочей ветви выполняется при условии S6 ≥ 13634 Н то принимаем S6 = 13634 Н.
Натяжение S9 является наибольшим Smax = 24868 Н.
Уточнённое расчётное число прокладок для ленты с тканью ТА-100 составит:
Фактический запас прочности ленты:
Увеличенный запас прочности ленты повысит её срок службы. Использование ленты с числом прокладок in = 3 снизит запас прочности до Сn = 784 что считается недопустимым для наклонных конвейеров (для ленты из синтетических тканей запас прочности должен быть Сn ≥ 10).
Для определения натяжений на нижней ветви ленты производят обход трассы против направления движения ленты:
4 Построение диаграммы линейных сопротивлений
а) Вычислим линейное сопротивление трения.
Для участка 1-5 (холостая ветвь):
Для участка 5-9 (рабочая ветвь):
б) Вычислим силы сопротивления подъёму груза.
На участке 3-4 (наклонный участок холостой ветви):
На участке 5-7 (наклонный участок рабочей ветви):
в) Построение диаграммы суммарных натяжений.
Для точек слева от Smin:
Рис.5 График натяжения ленты.
Рис.6 Диаграмма линейных сопротивлений.
Si – натяжение в точке i:
ki-1 – коэффициент при огибании в точке i-1:
ki = 102 103 при угле огибания α 90°
ki = 105 107 при угле огибания α ≥ 90°.
Для точек справа от Smin:
5 Определение необходимого угла обхвата лентой приводного
Максимальное тяговое усилие на приводном барабане которое способен передать приводной барабан без пробуксовки ленты:
Определим тяговый коэффициент е0α по формуле:
где kсц = 13 – коэффициент запаса сцепления используемый для исключения пробуксовывания ленты при всех режимах работы конвейера.
Для средних условий работы в сухом помещении на футерованном резиной барабане коэффициент трения 0 = 04 и необходимый угол обхвата α:
Такой угол обхвата получаем на однобарабанном приводе (α = 180°).
Согласно закону Эйлера условие отсутствия скольжения ленты по барабану определяется выражением:
Условие выполняется.
Определение параметров барабанов и роликовой батареи
Примем стандартный приводной барабан 6563Ф-100 по таблице 4.18 (с.111 [5]) с диаметром DБ.П. = 670 мм.
Удельное давление ленты на барабан не должно превышать допустимое значение:
где α° = 180° - угол охвата барабана лентой;
[p] = 02 03 МПа – допустимая величина давления ленты на поверхность барабана.
Условие p ≤ [p] выполняется. В случае невыполнения принимается увеличенный диаметр барабана.
Примем стандартный неприводной барабан 6550-80 по таблице 4.19 (с.112 [5]) с диаметром DБ.Н. = 500 мм.
Примем стандартный отклоняющий барабан 65.40-50 с диметром DБ.О.=400 мм для обратной (холостой нижней) ветви.
На конвейере с желобчатыми роликоопорами переход ленты из наклонного положения в горизонтальный для рабочей (верхней) ветви выполняется на роликовой батарее из 6 роликоопор. Данный выпуклый участок находится в зоне больших натяжений ленты 23 кН угол перегиба на каждой опоре составляет 3°. Расстояние между роликоопорами в роликовой батарее lр.б в 2-25 раза меньше постоянного шага роликовых опор верхней ветви: lр.б = 500 мм. Роликовые опоры устанавливают по дуге окружности радиус которой при угле наклона боковых роликов αр = 30° равен:
Выбор натяжного устройства
Усилие натяжения необходимое для перемещения натяжного барабана определяется по формуле:
где Wнат = 150 200 Н – потери на передвижение натяжного барабана;
k2 = 11 – коэффициент учитывающий потери на блоках.
Ход натяжного устройства для тканевых лент рассчитывается по формуле:
Необходимый вес груза:
где бл = 097 – КПД блоков;
n = 2 – количество блоков:
Объём груза определяется по формуле:
где γ = 78 гмсм3 – удельная масса чугуна.
Примем диаметр груза Dгр = 065 м тогда:
Примем для натяжного устройства стандартную тележку 6550Т-80 по таблице 4.22. (с.117 [5]).
Максимальное натяжение каната при подъёме груза:
Расчёт каната по Правилам РосТехНадзора проводим по формуле:
где kk = 55 – запас прочности принимаемый по правилам РосТехНадзора для грузовых канатов при среднем режиме работы;
Pk – разрывное усилие каната в целом принимаемое по таблицам ГОСТа табл. 58 (с.397 [6]):
Выбираем канат типа ТК 6×19 диаметром 140 мм имеющий при расчётном пределе прочности проволоки при растяжение равном 140 кгмм2 разрывное усилие Pk = 8620 кг. Условное обозначение каната: Канат 140 – 140 – I – ГОСТ 3070-66. Фактический запас прочности:
Загрузочное устройство
Груз падая ударяется об отбойный щит 1 закреплённый на разгрузочной коробке. Затем по наклонному желобу 2 воронки груз скатывается вниз и падает на ленту конвейера с некоторой усреднённой для всего потока скоростью ср вектор которой можно разложить на две составляющие:
– скорость совпадающая с вектором скорости ленты ;
– нормальная скорость к плоскости ленты.
где αж – угол наклонного желоба;
φВ – угол внешнего трения груза о жёлоб который определяется как:
Рис. 7 Загрузочное устройство.
Для предотвращения падения отдельных кусков груза с ленты и его центрирования на ней предусмотрены бортовые направляющие 3 установленные с небольшим расширением
по ходу ленты и снизу вверх. В нижней части к бортам прикреплены резиновые продольные полоски соприкасающиеся с лентой и обеспечивающие плотность бортов.
Перекрытие плоскости свободного падения груза на 150 200 мм уменьшает повреждение обкладки.
Длину бортовых направляющих примем конструктивно:
Средняя высота груза по длине бортов:
где bср = 470 мм – среднее расстояние между бортами.
1 Определение необходимой мощности привода
Необходимая мощность привода определяется по формуле:
где kз = 12 – коэффициент запаса мощности;
– КПД передач привода равное сумме всех элементов входящих в привод:
где р = 094 – КПД двухступенчатого редуктора;
м = 099 – КПД муфты;
п = 094 – КПД подшипников качения.
= 094 – КПД барабана.
2 Выбор электродвигателя и редуктора.
Выбираем электродвигатель АИР 225 M8 мощностью NДВ = 30 кВт и частотой вращения nДВ = 750 обмин.
Частота вращения приводного барабана:
Передаточное число привода:
Выбираем редуктор РЦД-600 мощность NР = 521 кВт с частотой вращения nР = 1000 обмин с моментом МР = 11370 Нм передаточным числом iР = 224.
3 Проверка электродвигателя на пусковые нагрузки.
Пуск электродвигателя под нагрузкой возможен при соотношении крутящих моментов:
Так как для выбранного двигателя:
Определим статический вращающий момент приведённый к валу электродвигателя:
Мпуск = 7288 (Нм) > Мст = 20665 (Нм)
Условие пуска электродвигателя выполняется.
4 Проверка конвейера на самоторможение
Для проверки берется наиболее неблагоприятный случай когда груз имеется только на наклонном участке. Тогда усилие стремящееся сдвинуть ленту вниз будет равно qH а сопротивление препятствующее обратному движению ленты составит:
Тормоз не требуется устанавливать если выполняется условие:
где GТ = 055 065 – коэффициент возможного уменьшения сопротивления ленты:
Условие не выполняется следовательно нужен тормоз.
Тормозной момент необходимый для удержания барабана от обратного вращения определяется по формуле:
Тормоз устанавливается на входном валу редуктора и выбирается по расчётному тормозному моменту на этом валу:
где kзт = 1 – коэффициент запаса торможения при рабочем движении груза на наклонном участке вверх:
Выбираем колодочный тормоз ТКТ-300200 с моментом Мmax = 235 Нм
5 Выбор соединительных муфт
Приводной элемент конвейера соединяют с выходным валом редуктора зубчатой муфтой а вал двигателя с входным валом редуктора – упругой муфтой.
Упругие втулочно-пальцевые муфты позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в их составе допускают некоторые неточности в сборке.
Муфту выбирают по расчётному вращающему моменту:
где k = 11 15 – коэффициент учитывающий режим работы в данном случае при спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах:
Так как на муфте будет установлен тормоз то выбираем тормозной шкив-полумуфту с номинальным крутящим моментом Mтабл = 1000 Нм ориентируясь также на диаметры валов.
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом приводного барабана используем зубчатую муфту.
Расчётный крутящий момент:
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 50895-96 с номинальным крутящим моментом Mтабл = 16000 Нм ориентируясь также на диаметры валов.
Проектирование вала приводного барабана
Вал приводного барабана испытывает изгиб от поперечных нагрузок Р1 и Р2 создаваемых натяжением ленты (весом барабана можно пренебречь) и кручение от момента Mр передаваемого на вал приводом. Из рисунка 8 видно что суммарная поперечная нагрузка на вале равна:
Поскольку эта нагрузка передаётся на вал через ступицы то:
Крутящий момент на барабане будет равен:
где l1 = 250 мм – расстояние от центра опоры до середины ступицы.
Эквивалентный момент в середине сечения ступицы равен:
Диаметр вала dст под ступицей барабана равен:
где []кр = 35 МПа – допускаемое напряжение кручения для тихоходных валов:
Примем dст = 120 мм d = 110 мм dв = 100 мм dм = 90 мм.
1 Проверка на статическую прочность
Рассмотрим наиболее опасный участок А. Максимальные касательные и нормальные напряжения равны:
По полученным результатам определяем максимальное эквивалентное напряжение которое сравнивается с допускаемым:
где [] – допускаемые напряжения МПа которые можно принять:
где т = 750 МПа – предел текучести стали 40ХН;
[Sт] = 2 3 – коэффициент запаса прочности по пределу текучести.
2 Проверка на усталостную прочность
Вычислим коэффициент запаса прочности S для наиболее опасного сечения А по формуле:
Рис. 8 Приводной барабан 6563Ф-100. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.
где [S] = 15 25 – необходимый коэффициент запаса прочности;
S и S – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям:
где -1D и -1D – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении определяемые по зависимости:
где -1 = 420 МПа и -1 = 230 МПа – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения таблица 6.1 (с.82 [3]);
KD и KD – коэффициенты снижения предела выносливости вычисляемые по зависимостям:
где K = 2 и K = 17 – эффективные коэффициенты концентраций напряжений определяемые по таблице 6.6 (с.85 [3]);
Kd = 048 и Kd = 048 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения со шпоночным участком таблица 6.2 (с.84 [3]);
KF = 089 и KF = 093 – коэффициенты влияния качества поверхности определяемые по таблице 6.3 (с.84 [3]);
Kv = 26 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения который находится по таблице 6.4 (с.84 [3]):
D – коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала А определяемый по формуле:
где = 01 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений определяемый по таблице 6.1 (с.82 [3]).
Тогда коэффициент запаса прочности S будет равен:
3 Подбор подшипников вала
Так как вал барабана вращается со скоростью nБАР = 3565 обмин то расчёт ведётся по динамической грузоподъёмности.
Эквивалентная динамическая нагрузка для шарикового радиального подшипника ведётся по формуле:
где Kб = 3 – коэффициент безопасности учитывающий эксплуатационные перегрузки на долговечность подшипника таблица 7.3 (с.107 [3]);
Kт = 1 – коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность принимаемый по таблице 7.4 (с.107 [3]);
V = 1 – при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки таблица 7.3 (с.107 [3]);
Fr = Ra = 18719 Н – радиальная нагрузка;
X = 1 и Y = 0 – коэффициенты динамической нагрузки для радиальных подшипников определяемые по таблице 7.5 (с.108 [3]):
Базовая долговечность подшипника L10 для шарикового радиального подшипника соответствующая 90% надёжности рассчитывается по формуле:
где Сr – грузоподъёмность конкретного подшипника кН.
Более удобный способ определения ресурса подшипника проводится по формуле:
где n = nБАР = 3565 обмин – частота вращения подшипника.
Выбираем роликовый радиальный сферический двухрядный подшипник 3620 предназначенный для приводного барабана 6563Ф-100 по таблице 4.18 (с.111 [5]).
4 Расчёт шпоночных соединений
Рассчитаем необходимые размеры призматических шпонок по ГОСТ 23360-78 для двух участков.
а) Вал где находится зубчатая муфта.
dз.м. = 90 мм. Определим расчетную длину lp шпонки:
где M = Mр. = 11370 Нм – крутящий момент передаваемый на вал барабана с выходного вала редуктора;
h = 14 мм – высота шпонки;
t1 = 54 мм – глубина врезания шпонки в паз вала;
[]см = 110 190 Нмм – при стальной ступице.
Стандартная длина шпонки l со скруглёнными пазами будет:
где b = 25 мм – ширина шпонки.
Примем длину шпонки из стандартных значений: lp = 180 мм.
Выбираем шпонку 25×14×180 ГОСТ 23360-78.
dст = 120 мм. Определим расчетную длину lp шпонки:
где М. = 5685 Нм – крутящий момент на валу барабана.
Примем длину шпонки из стандартных значений : lp = 80 мм.
Выбираем шпонку 32×18×80 ГОСТ 23360-78.
Проектирование оси натяжного барабана
Ось натяжного барабана испытывает изгиб от поперечных нагрузок Р1 и Р2 создаваемых натяжением ленты (весом барабана можно пренебречь). Из рисунка 9 что суммарная поперечная нагрузка на оси равна:
где l1 = 225 мм – расстояние от центра опоры до середины подшипника.
где []кр = 35 МПа – допускаемое напряжение кручения для тихоходных валов.
Примем dст = 90 мм. Остальные диаметры оси выберем исходя из стандартных размеров в меньшую и большую стороны с разницей в 5 мм для крепления крышек подшипников.
1 Подбор подшипников вала
Так как ось барабана вращается со скоростью nБАР = 3565 обмин то расчёт ведётся по динамической грузоподъёмности.
Fr = Ra = 125785 Н – радиальная нагрузка;
Рис. 9 Натяжной барабан 6550-80. Эпюра изгибающих моментов.
X = 1 и Y = 0 – коэффициенты динамической нагрузки для радиальных подшипников определяемые по таблице 7.5 (с.108 [3]).
Выбираем шариковый радиальный подшипник 316 предназначенный для натяжного барабана 6550-80 по таблице 4.19 (с.112 [5]).
Спроектированный ленточный конвейер обладает следующими характеристиками:
Производительность тч
Электродвигатель АИР 225 М8
частота вращения обмин
вращающий момент на выходе Н·м
Тормозной момент Н·м
Приводной барабан 6563Ф-100
Частота вращения обмин
Натяжная тележка 6550Т-80
Зенков Р.Л. Ивашков И.И. Колобов Л.Н. «Машины непрерывного транспорта». М: «Машиностроение» 1987. – 432 с.
Спиваковский Л.О. Дьячков В.К. «Транспортирующие машины». М: «Машиностроение» 1968. – 503 с.
Бабкин А.И. Руденко А.В. «Детали машин и основы конструирования». Учебное пособие для студентов заочной формы обучения специальности 180103. С: РИО Севмашвтуза 2008. – 126с.
Тарнопольский А.В. Курносов Н.Е. Корнилаева Л.П. Измайлов Ю.К. «Проектирование ленточного конвейера». Методические указания для студентов специальности 190205. П: ПензГУ 2009. – 60 с.
Пертен Ю.А. «Конвейеры». Л: «Машиностроение» 1987. – 368с.
Руденко Н.Ф. Александров М.П. Лысяков А.Г. «Курсовое проектирование грузоподъёмных машин». М: «Машиностроение» 1971. – 463с.

01 - ВО.cdw

Технические характеристики
Технические требования
Размеры для справок.
Конструкция сварная. Сварные швы по ГОСТ 5264-80.
Покрытие грунтовка ФЛ-03к ГОСТ 9109-76
МНТ.КП.3429.04.001.ВО

02 - Приводная станция.cdw

Технические требования:
Размеры для справок.
Общие допуски по ГОСТ 30891.1: h14
Смещение валов между электродвигателем и редуктором не более:
Смещение валов между барабаном и редуктором не более:
При сборке подшипники и зубчатую муфту смазать смазкой
Литол 24 по ГОСТ 21150-75.
МНТ.КП.3429.04.002.СБ

02-2 - Приводная станция (СП).spw

МНТ.КП.3429.04.002.СБ
Пояснительная записка
МНТ.КП.3429.04.001.ВО
Тормозной шкиф-полумуфта
Электродвигатель АИР 225 М8
Муфта 1-16000-100-1У2
Подшипник 3620 ГОСТ 5721-75
Гайка М16-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М24-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 16.01.05 ГОСТ 11371-68
Шайба 24.01.05 ГОСТ 11371-68
Шайба 16Н 3х13 ГОСТ 6402-70
Шайба 24Н 3х13 ГОСТ 6402-70
Кольцо 100 ГОСТ 13940-68

01-2 - ВО (СП).spw

МНТ.КП.3429.04.001.ВО
Пояснительная записка
Загрузочное устройство
МНТ.КП.3429.04.003.СБ
МНТ.КП.3429.04.002.СБ
Ролик верхний ЖГ 65-108-30
Ролик нижний НГ 65-108
Ролик дефлекторный верхний
Ролик дефлекторный нижний
Болт 1.1.М20х500 ВСт3пс2
Болт М20-6gх60.58 ГОСТ 7808-70
Болт М24-6gх70.58 ГОСТ 7808-70
Гайка М20-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М24-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 20.01.05 ГОСТ 11371-68
Шайба 24.01.05 ГОСТ 11371-68
Шайба 20Н 3х13 ГОСТ 6402-70
Шайба 24Н 3х13 ГОСТ 6402-70

03-2 - Натяжная станция (СП).spw

МНТ.КП.3429.04.003.СБ
Пояснительная записка
Крышка уплотнительная
Подшипник 316 ГОСТ 8338-75
Шайба 12.01.05 ГОСТ 11371-68
Шайба 16.01.05 ГОСТ 11371-68
Шайба 10Н 3х13 ГОСТ 6402-70
Шайба 16Н 3х13 ГОСТ 6402-70
Кольцо d93d74 Войлок ПС5
Кольцо d103d84 Войлок ПС5
Кольцо запорное МН 470-61