Проектирование ленточного транспортера

ВВЕДЕНИЕ

Среди транспортирующих машин вообще, и с тяговым органом в част­ности наиболее распространены ленточные конвейеры. Это обусловлено их преимуществами: высокой производительностью, простотой конструкции, небольшим расходом энергии, надежностью, возможностью транспортиро­вания груза на большие расстояния с большой скоростью, использованием для перемещения как штучных, так и сыпучих грузов и др.

Принцип действия ленточных конвейеров основан на сцеплении ленты с приводным (ведущим) барабаном, что обеспечивает ей движение, а тем са­мым и перемещение груза, находящегося на рабочей ветви ленты.

Исходные данные к работе:

производительность Q = 25 т/час

длина транспортёра L = 8 м

высота Н = 2,5 м

груз – Песок сухой

1.ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ГРУЗА

Принимаем схему ленточного транспортёра

5

Рис 1.1 Схема ленточного транспортера

1 - загрузочное устройство; 2 - натяжной барабан; 3 – лента; 4 - роликоопора рабочей ветви; 5 - ведущий барабан; 6 - роликоопора холостой верви; 7 - механизм передвижения.

Насыпная плотностькоэффициент трения покоя таблица1.1[1]

Угол естественного откоса в покое таблица 1.1 [1]

Угол естественного откоса в движении таблица 1.1 [1]

Условие не сползания груза

Работа ленточного конвейера с гладкой лентой возможна при условии, что угол трения груза по ленте не меньше угла наклона рабочей ветви к гори­зонтали.

где -максимальный угол наклона транспортёра

- коэффициент трения движения

(1.2)

(1.3)

0,31<0,37

Условие выполняется.

2. ВЫБОР ЛЕНТЫ

2.1 Ширина ленты

Лента представляет собой основную часть ленточного конвейера, явля­ясь как тяговым, так и несущим органом, лента должна обладать высокими: прочностью, эластичностью и износостойкостью, хорошей сопротивляемо­стью расслаиванию при многократных перегибах, малой гигроскопичностью, стойкостью к физико-химическому воздействию грузов и окружающей сре­ды.

В сельскохозяйственном производстве наиболее распространены рези­нотканевые ленты (по ГОСТ 20—85), состоящие из нескольких провулканизированных прокладок. Для транспортирования крупнокусковых и других специфических грузов применяют резинотросовые ленты, стальные тросы которые завулканизированы в резину.

Требуемая ширина конвейерной ленты:

(2.1)

V- скорость ленты ,V = 1,5 м/с таблица 2.8 [1]

насыпная плотность таблица 1.1 [1]

Принимаем В = 200 мм,[1.стр.15].

2.2 Конструкция ленты

Выбираем конвейерную ленту Лента 4-200-3-БКНЛ-100-3-2-С-ГОСТ 20-76

общего назначения, типа 4, шириной В=200 мм с тремя тяговыми прокладками из ткани БКНЛ-100 таблица 2.2 [1]

БКНЛ- бельтинг из комбинированных нитей с лавсаном. Прочность

нитей на разрыв с толщиной резиновой обкладки класса С, с толщиной рабочей поверхности , нерабочей поверхности таблицы 2.1; 2.2; 2.3; 2.4 [1]

2.3 Общая толщина резинотканевой ленты

(2.2)

где-толщина одной прокладки; =1,2 мм, [1, стр. 12]

z — число прокладок

Лента 4-200-3-БКНЛ-100-3-2-С-ГОСТ 20-85

Рис 2.1 Поперечный

разрез ленты

2.4 Погонная масса ленты

(2.3)

ρ-плотность ленты ρ=1100 кг/м³ [1,стр. 14]

3.БАРАБАНЫ И РОЛИКООПОРЫ

Барабаны ленточных конвейеров выбирают в зависимости от числа прокладок и типа ленты.

Диаметр приводного барабана.

D_б=k·z (3.1)

k-коэффициент зависящий от типа ленты таблица 2.9[1]

z- число прокладок

D_б=140·3=420мм;

Принимаем D_б=500мм;[1.стр.17]

Диаметры концевых и натяжных барабанов принимают:

D_н=0.8 D_б (3.2)

D_н=0.8·500=400мм;

Принимаем D_н=400мм; [1.стр.17]

Отклоняющего барабана.

D_о=0.55 D_б (3.3)

D_о=0.55 ·500=275мм;

Принимаем D_о=320мм;

Длина барабанов:

L_б=B+100 (3.4)

L_б=200+100=300мм;

Для транспортирования грузов применяются роликоопоры:

Тип роликоопоры выбирается по таблице 2.10[1]

Верхняя (рабочая)- верхняя прямая П ГОСТ 22645-77

Нижняя (обратная)- нижняя прямая Н ГОСТ 22645-77

Диаметр роликоопоры выбирается по таблице 2.11[1]

Диаметр роликоопоры принимаем 63 мм

Длина роликоопоры.

L_р=B+100 (3.5)

L_р=200+100=300мм;

Расстояние между роликоопорами:

На рабочей ветви l_р=1400мм; таблица 2.12[1]

В зоне загрузки

l_р.з=0.5 l_р (3.6)

l_р.з=0.5 ·1400=700 мм;

На незагруженной ветви

l_р¹=2· l_р (3.7)

l_р¹=2·1400=2800 мм;

Погонная масса роликаопор принимается по таблице 2.13[1]

Рабочей Холостой

Роликаопора П-20-63-20 ГОСТ 22645-77

4.РАСЧЕТ ЛЕНТОЧНОНО ТРАНСПОРТЕРА

4.1 Определение сопротивлений сил инерции

где W_3aep- сопротивление при загрузке, Н;

(4.1)

V_г - скорость груза м/с

К_загр - коэффициент сопротивления загрузки К_загр= 1,4 [1]

Н

W_pa6- сопротивление рабочей ветви, Н;

(4.2)

где Погонная масса груза; кг/м

-Погонная масса ленты; кг/м

ω=0.018 по таблице 2.14[1]

К_к- коэффициент учитывающий особенности конвейера К_к=1,5 [1]

L-длина рассматриваемого участка

β-угол наклона к горизонту

(4.3)

кг/м

W_XX- сопротивление холостой ветви, Н.

(4.4)

4.2Определение окружного усилия приводного барабана

(4.5)

где- сопротивление на барабанах;

=1,1 - коэффициент учитывающий добавочное сопротивление [1]m- число барабанов, m=1

=1-коэффициент, учитывающий добавочное сопротивление,n=1 [1]

-сопротивление на ветвях транспортера;

5.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

(5.1)

С₀- коэффициент запаса С₀=1.2 [1]

η-общий КПД привода η= 0.85 [2]

кВт

Принимаем двигатель общепромышленный серии 4А:

Марка 4А63А6У3

Рис 5.1 Эскиз двигателя.

Принимаем электродвигатель: 4А63A6У3 [2 cтр. 226]

Мощность Р = 0,18 кВт;

Номинальная частота вращения n_ном = 885 мин ^-1

Синхронная частота вращения n = 1000 мин ^-1

Момент инерции ротора J = 69,4·10^-4.

Таблица1.1.Парамеры двигателя.

6.ВЫБОР РЕДУКТОРА

Частота вращения барабана:

(6.1)

(об/мин)

Передаточное число: (6.2)

(6.3)

Выбираем редуктор Ц2С-63 у которого U=8 [2 стр. 238].

Рис 6.1 Эскиз редуктора.

Отверстие для фундаментальных болтов число = 4;

d₁ = 18 мм; d₂ = 20 мм; m = 17,5 кг.

Таблица1.2.Парамеры редуктора.

7.ВЫБОР МУФТЫ

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинема­тическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечивать компенсацию смещения соединяемых валов (осе­вых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамиче­ских характеристик привода, ограничение передаваемого момента, включение и отключение отдельных частей привода.

Наиболее распространенные муфты стандартизованы или норма­лизованы. Выбор муфт производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого момента;

(7.1)

где Т_ном - номинальный длительно действующий момент

k – коэффициент режима работы, k = 1,5…2

k – коэффициент режима работы, k = 1,5…2

(7.2)

Где Р – мощность электродвигателя, Р = 0,18 кВт;

ω – угловая скорость вала электродвигателя

(7.3)

Где n_д – частота вращения вала электродвигателя, n_д = 885 мин ^-1

с ^-1

Н^.м

≤ 15 Н^.м

Рис 7.1 Эскиз муфты с торообразным резинокордным элементом

Техническая характеристика муфты:

Т – 15 Нм, d_в1 – 19 мм, l – 28 мм,

ω – 35 м / с,d_в2 – 12 мм, L – 164 мм.

D – 104 мм, m-1,0 кг.

8.ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ

8.1 Натяжение в характерных точках ленты,

проверка ленты напрочность

Для гибких тяговых органов усилия натяжения в характерных точках определяется по 2-м зависимостям с учётом формулы Эйлера.

Рис. 8.1 Силы натяжения

где f- коэффициент трения ленты о барабан, f=0,2.. .0,3. Принимаем f=0,25.

а - угол обхвата лентой барабана, рад

С учётом 4.1 получаем:

(8.1)

К=1.1 [1]

α-угол обхвата ведущего барабана, град;

f-коэффициент сцепления между лентой и барабаном таблица 2.15 [1]

e=2.7 [1]

(Н)

F₂=F₁-W₁-W₂ (8.2)

F₂=235,8 – 14,6 – 188,6=30,4(Н)

(8.3)

(Н)

F₄=F_сб=F₃-W₃ (8.4)

F₄=27,6-(-126,45)=154(Н)

Проверка ленты на прочность:

(8.5)

К_р- максимальная допустимая рабочая нагрузка прокладок К_р=16 таблица 2.16 [1]

- количество прокладок в ленте =3

8.2 Проверка ленты на буксование.

(8.6)

1,52<1,87

1,521,87- Буксования не будет.

8.3 Расчёт натяжного устройства

(8.7)

Диаметр винта, мм

(8.8)

Для Стали 3 [3].

Принимаем d₁=12 мм

Ход винта

S=0,025·L+0,3 (8.10)

L-длина транспортера.

S=0,025·8+0,3 =0,5 м.

9.РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

В приводах общего назначения, разрабатываемых в курсовых проектах, цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее распространены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядные (2ПР).

В данном курсовом проекте следует разработать цепную передачу со следующими параметрами:

P₂=170Вт

Т₂ = 14,65Н×м;

n₂ = 110,6 об/мин;

n₃ = 58,2 об/мин;

U = 2;

Цепь типа ПР

Определяю мощности, угловую скорость, частоту вращения и крутящий момент привода механизма:

P₁=P_дв·η_м=0,18·0,98=0,176 кВт;

P₂=P₁·η_р=0,176·0,98=0,17 кВт;

n₁=885;

n₂=n₁/U_р=885/8=110,6 мин^-1;

n₃=n₂/U_ц.п=110,6/1,9=58,2 мин^-1;

ω₁=π·n₁/30=3,14·885/30=92,6 с^-1;

ω₂=π·n₂/30=3,14·110,6/30=11,6 с^-1;

ω₃=π·n₃/30=3,14·58,2/30=6,1 с^-1;

Т₁=P₁/ ω₁=180/92,6=1,9 Н·м;

Т₂=P₂/ ω₂=170/11,6=14,65 Н·м;

Определяем шаг цепи:

, (9.1)

где z₁ – число зубьев меньшей звездочки;

[p] – допускаемое давление, приходящееся на единицу опорной поверхности шарнира, принимаем ориентировочно [p] = 22МПа, [4, табл. 7.18];

m – число рядов цепи, m = 1;

К_э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.

Определяем число зубьев меньшей звездочки

. (9.2)

Принимаем z₁ = 27.

Определяем коэффициент К_э

, (9.3)

где – динамический коэффициент, k_д = 1 [4, стр. 149];

k_a – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, k_a = 1 [4, стр. 150];

k_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, k_н = 1,0 [4,стр 150];

k_р – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, k_р =1,25 [4, стр. 150];

k_см – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, k_см = 1,4 [4];

k_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы, k_п = 1,25 [4, стр.150].

.

мм.

Принимаем t = 12,7мм [4, табл. 7.18].

Проверяем цепь по допустимой частоте вращения:

об/мин об/мин [4, табл. 7.17].

Проверяем цепь по давлению в шарнире.

Определяем допускаемое давление в шарнире

(9.4)

МПа.

Определяем расчетное давление в шарнире цепи:

, (9.5)

где F_t – окружная сила;

А_оп – проекция опорной поверхности шарнира, А_оп =39,6 мм²,

[ 4, табл. 7.16].

Определяем окружную силу:

, (9.6)

где v – окружная скорость шарнира цепи.

Определяем окружную скорость шарнира цепи:

м/с.

Н.

МПа МПа.

Определяем число звеньев цепи:

, (9.7)

где ;

;

.

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

(9.8)

Принимаем z₂ = 54.

.

.

.

Принимаем L_t = 122.

Уточняем межосевое расстояние:

(9.9)

Для свободного провисания цепи необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%

(9.10)

мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

(9.11)

мм,

(9.12)

мм.

Определяем наружные диаметры звездочек:

, (9.13)

, (9.14)

где d – диаметр ролика цепи, d = 4,45 мм, [4, табл. 7.16].

мм,

мм.

Определяем силы, действующие на цепь:

F_t = 269,8 Н;

, (9.15)

где q – вес 1 м цепи, q = 1,4 кг/м, [4, табл. 7.16].

Н.

, (9.16)

где k_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи, k_f = 1,5 [4]

Н.

Определяем нагрузку на вал от цепной передачи:

(9.17)

Н.

Определяем коэффициент запаса прочности:

, (9.18)

где Q – разрушающая нагрузка, Q = 18200 Н, [4, табл. 7.15],

k_д – динамический коэффициент, k_д = 1, [4, стр. 149].

[4, табл. 7.19].

Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, что позволяет считать цепную передачу надежной и долговечной.

Определяем нагрузку на вал:

(9.4)

Определяем силы реакций в опорах:

f = 50 мм

На ОХ

(9.4)

Н;

(9.5)

Н.

Проверка:

Определяем суммарные радиальные реакции опор вала:

(9.6)

Н;

Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов в плоскостях ОХ

На ОХ: Нм.

(9.7)

Нм

(9.8)

Нм.

Нм;

Определяем суммарный изгибающий момент в расчётном сечении:

(9.9)

Hм

Определяем приведенный или эквивалентный момент:

(9.10)

Где Т – крутящий момент, Т = 26,2 Нм

Нм.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении:

(9.11)

Где = 50…60 МПа – допускаемое напряжение при изгибе для обеспечения не только прочности, но достаточной жёсткости вала;

Принимаем = 60

мм

Принимаем d = 21 мм.

Рис.9.1 Эскиз вала

Рис.9.2 Эпюра изгибающих моментов.

11.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Рис.10.1Подшипник.

Выбираем 2 подшипника по диаметру вала.

Условное обозначение 46205

Средняя серия:

d = 25 мм; С(динамическая грузоподъёмность) = 15700 кН

D = 52 мм; С_о(статическая грузоподъёмность) = 8340 кН

В = 15 мм;

r = 1,5 мм.

12. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Наиболее распространены призматические шпонки, размеры которых выбирают в зависимости от диаметра. Материал шпонок – сталь 45. Шпоночное соединение проверяют на смятие:

либо , (12.1)

Где - допускаемое напряжения смятия;

при стальной ступице =100…120 МПа;

Подбираем шпонку под диаметр вала под барабан d=25 мм

вращающий момент на валу, Т₃ = 26,2 Н×м;

Сечение шпонки b=8 мм

h=7 мм;

s=0.25…0.4 мм, принимаем s=0.3;

Глубина паза вала t₁=4 мм

Длина l=18…90 мм, принимаем l=50 мм.

Шпонка призматическая 8х7х50 ГОСТ 23360-78 [3, стр. 122]

МПа

Условие прочности выполняется.

Подбираем шпонку на вал барабана под муфту d=12 мм

вращающий момент на валу, Т₁ = 1,9 Н×м;

Сечение шпонки b=5 мм

h=5 мм;

s=0.25…0.4 мм, принимаем s=0.3;

Глубина паза вала t₁=3 мм

Длина l=10…56 мм, принимаем l=40 мм.

Шпонка призматическая 5х5х40 ГОСТ 23360-78 [3, стр. 122]

МПа;

Условие прочности выполняется.

13.ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА.

Безопасность производственных процессов обеспечивается выбором тех­нологического процесса, приёмов, режимов работы, порядка обслуживания производственного оборудования, содержанием производственных помеще­ний и территории, поддержанием оборудования в безопасном состоянии, применением средств коллективной и индивидуальной защиты.

Производственные процессы должны быть пожара и взрывобезопасны, и не должны представлять опасность для окружающей среды.

Требования безопасности к технологическому процессу включают в нор­мативно-техническую и технологическую документацию. Большое значение обеспечения безопасности имеет профессиональный отбор работников для выполнения тех или иных работ в зависимости от наличия опасных и вред­ных факторов.

Техника безопасности предусматривает мероприятия направленных на:

Выявление и устранение причин производственного травматизма.

Овладение безопасными приёмами работы на транспортирующих маши­нах.

Организация содержания машин обеспечивающих безопасность рабты.

Для обеспечения защиты людей от поражения электрическим током должны выполняться требования ГОСТ 12.1.013-76. "Строительство. Элек­тробезопасность. Общие требования. " Пожарная безопасность обеспечива­ется согласно требованиям ГОСТ 12.1.004-76 системами предотвращения пожара и пожарной защиты.

Общие требования безопасности при проектировании элеваторов регла­ментированы ГОСТ 12.2.0022-80. Он включает требования к конструкции, устройством средств защиты и размещению ленточных транспортёров в про­изводственном помещении.

ЛИТЕРАТУРА.

1. Транспортирующие машины с гибким тяговым органом. Ч.1: Методические указания / Белорусская государственная сельскохозяйственная академия; Сост. В.М. Горелько, А.В. Кузьминский. Горки, 2007.52.

2. Учебное пособие для высших учебных заведений: «Проектирование и расчет подъемно-транспортирующих машин сельскохозяйственного назначения»,Ерохин М.Н,Карп А.В.,Москва,Колос 1999 г.

3. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда – Минск УП «Технопринт» 2001 – 292 с.: ил.

4. Курсовое проектирование деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернини др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М: Машиностроение, 1987. – 416: ил.

5. Справочник по расчётам механизмов подъёмно-транспортных машин / А. В. Кузьмин, Ф. Л. Марон. – Минск «Высшая школа», 1983.