Проектирование ленточного конвейера для перемещения дробленого камня

Введение

Практически во всех отраслях промышленности используются ленточные конвейеры, которые обеспечивают непрерывность процессов транспортировки различных видов грузов и материалов. Их применение позволяет доставлять до нужного объекта штучные грузы и материалы, имеющие сыпучую или кусковую структуры. Транспортировка, как в горизонтальном, так и в наклонном положении (при угле наклона 18°), обеспечивается за счет особой конструкции устройства. Благодаря использованию специальных транспортеров в карьерах и шахтах, осуществляется доставка не только добываемых природных ископаемых к погрузочному пункту или на предприятие, но, в некоторых случаях, и людей.

Рисунок 1 - U-обр. ленточный конвейер с регулируемым наклоном
Горизонтальные и комбинированные трассы, по которым производится транспортировка, могут достигать длины в 10-12 км. Производительность конвейеров измеряется кубометрами (килограммами, тоннами) перемещаемых грузов в час (единицу времени). В некоторых областях достаточным количеством считается несколько кубометров, а в других необходимо осуществлять транспортировку нескольких тысяч кубометров в час. По ширине конвейерные ленты встречаются как узкие (30 см), так и достаточно широкие (2 м).Транспортировку штучных грузов обычно производят на конвейерах, имеющих ленты гладкого типа. Для мелких грузов и сыпучих материалов предусмотрена возможность перемещения по ленте с рифленой структурой основания. Именно такой тип устройства ленточного конвейера обеспечивает максимальное КПД.
 Различают так же и конвейерные ленты, перемещающие грузы с разной скоростью (от 0,5 до 5 м/с). В соответствии с принятыми нормативами при ручной разборке грузов, скорость движения ленты должна быть минимальной. Выбор ленты зависит от тех, параметров, которые необходимы для транспортировки конкретного вида грузов. Таким образом, во внимание принимаются степень трения об ленту, скорость и способ загрузки конвейера, а такжеего угол наклона.
Основными частями ленточного конвейера являются:
- рама;
- приводной барабан;
- натяжной барабан;
- ролики конвейера;
- транспортерная лента.
На раме закреплены ролики, по которым транспортерная лента скользит, и перемещает груз в пространстве. Для натяжения ленты служит два больших ролика, называемых барабанами. Один из них - натяжной, закреплен на подшипниковом узле и служит для регулировки натяжении ленты. Другой - приводной барабан конвейера, закреплен на противоположном конце конвейера и имеет специальный вал, который соединен с электродвигателем через редуктор. Собственно, с помощью передачи вращательного движения от электродвигателя или мотор-редуктора к приводному барабану, и происходит движение ленты транспортера.
Преимущества ленточных конвейеров перед другими способами транспортировки налицо. Во-первых, благодаря значительной скорости движения ленты обеспечиваются высокая эффективность и производительность промышленных процессов. Во-вторых, подобный конвейер потребляет относительно мало энергии. В-третьих, надежная конструкция устройства даже при длительном сроке эксплуатации обеспечивает качественное выполнение задач.
 Установка транспортеров возможна не только в отапливаемых помещениях, но и в зданиях, не имеющих обогрева, и на открытом воздухе. Для оптимальной работы транспортеров рекомендуется их эксплуатация при температуре от-50 до +45 °С. Вспомогательное оборудование, установленное на конвейере, позволяет осуществлять процессы транспортировки грузов при температуре, достигающей 200°С, обеспечивая надежную работу встроенных механизмов.

Исходные данныеТранспортируемый груз – дробленый камень
Плотность груза ρ - 1,9 т/м3
Производительность Q - 250 т/ч
Угол наклона трассы - π/10 рад (≅20°)
Длина участка трассы l1- 38 м
Длина участка трассы l2- 19 м
Длина участка трассы l3- 42 м
Скорость движения ленты v - 1,6 м/с
Рисунок 2 - Схема конвейера согласно заданию проекта с промежуточным расположением натяжного устройства

Расчет ленточного конвейераИсходными данными для расчета ленточного конвейера являются:
‒ геометрические параметры трассы (конфигурация трассы конвейера, длины отдельных участков, высоты);
‒ производительность конвейера Q, т/ч (или объемная V, м3/ч;
‒ скорость перемещения груза v, м/с (может быть не задана, в этом случае определяется в зависимости от типа груза);‒ характеристики транспортируемого груза (вид груза, насыпная плотность, гранулометрический состав).
Расчет конвейера выполняем в следующей последовательности.
2.1 Определение ширины ленты B.Исходя из заданной производительности транспортирующей машины Q (т/ч), плотности материала ρ (т/м3) и скорости перемещения груза v (м/с) ширина ленты В желобчатой формы определяется по зависимости:
B=1kBQ(AQ+BQ∙Cβ∙tgφ)∙v∙ρ; (2.1)где: kB - коэффициент использования ширины ленты, определяется по формуле:
kB=0,9-0,05/B; (2.2)
В - ширина ленты, м (предварительно принимаем 0,5м);
AQ, BQ - коэффициенты производительности, зависящие от формы роликовой опоры, которые для трехроликовых опор определяются по формулам:
AQ≈300sinαб-0,33sin⁡(3αб)1-cosαб; (2.3) BQ≈66,7sin⁡(1,5αб)sin⁡(0,5αб)2; (2.4)αб - угол наклона бокового ролика. В других случаях значения AQ, BQ можно определить по графикам на рис. 3.1.
Cβ - коэффициент, учитывающий наличие наклонного участка на трассе конвейера, который равен:
Cβ≈1-tgβtgφH2cosβ; (2.5) v - скорость ленты конвейера, м/с;
φH=(0,75…1,0)φ - угол насыпки груза на ленте;
φ - угол естественного откоса груза;
ρ - насыпная плотность груза, т/м3.

Рисунок 3 - Расчетная схема поперечного сечения груза на ленте и графики зависимости коэффициентов производительности
φH=0,75…1,0∙40=30
Cβ≈1-tgπ10tg302∙cosπ10=0,933BQ≈66,7sin1,5∙30sin0,5∙302=498AQ≈300sin30-0,33sin⁡(3∙30)1-cos30=1117kB=0,9-0,050,5=0,8B=10,8250(1117+498∙0,933∙tg40)∙1,6∙1,9=0,29 мНайденное значение В для крупнокусковых грузов должно быть проверено по гранулометрическому составу и округлено для ближайшего большего значения:
для рядовых грузов
B≥2amax,+200 мм (2.6)для сортированных грузов
B≥3,3amax,+200 мм (2.7)где: amax, - максимальный размер частицы транспортируемого материала. Принимаем что камень дробится до фракции 100мм, тогда:
B≥3,3∙100+200=530 ммПо ГОСТ 22644-77 принимаем значение ширины ленты равной 650мм.
По выбранной ширине ленты для получения требуемой производительности конвейера необходимо произвести перерасчет скорости ленты. Значение следует выбирать из рекомендованного ряда (ГОСТ 22644 - 77): 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0 м/с. Для этого произведем следующие математические замены и определим формулу скорости ленты:
k=(AQ+BQ∙Cβ∙tgφ)∙ρB=1kBQv∙k→ B∙kB2=Qv∙k2→B∙kB2=Qv∙k→B∙kB2∙kQ=1v
v=QB∙kB2∙k=QB∙kB2∙(AQ+BQ∙Cβ∙tgφ)∙ρ (2.8)v=2500,65∙0,82∙(1117+498∙0,933∙tg40)∙1,9=0,32 м/сПо ГОСТ 22644-77 принимаем скорость ленты равной 0,315м/с.
2.2 Определение параметров роликовых опор.На данном этапе расчета конвейера необходимо определить типоразмеры роликовых опор для рабочей и холостой ветвей ленты и шаг их расстановки.
Шаг расстановки роликовых опор lp на груженой (рабочей) ветви конвейера (рис.4) рекомендуется принимать на основании табл.1. Для холостой ветви конвейера шаг роликовых опор принимается равным lp’=2,0…3,5 м. Меньшие значения lp’ следует принимать для широких лент.
На выпуклых криволинейных участках (рис. 4) шаг опор lp вып не должен превышать 0,5lp, причем на каждой опоре суммарный угол перегиба для лент с резинотканевой основой не должен превышать 5°. На вогнутом участке трассы роликовые опоры размещают с таким же шагом, как на прямолинейной груженной ветви, т.е. lp вог=lp.

Рисунок 4 - Схема расстановки роликовых опор по трассе конвейера
Шаг опор под загрузочным устройством принимают равным lр з<0,5lp. Как правило на производстве устанавливают в этом месте амортизирующие роликоопоры.
Для центрирования ленты применяют центрирующие роликовые опоры, которые рекомендуется устанавливать через 20...25 м как на рабочей, так и на холостой ветви конвейера.
Таблица 1 - Расстояние между роликоопорами на средней части рабочей ветви конвейера при транспортировании насыпных грузов
Ширина ленты, ммРасстояние между роликоопорами lp, м, при насыпной плотности груза, т/м3
0,5 0,5-0,8 0,8-1,2 1,2-1,6 1,6-2,0 2,0-2,5 Св. 2,5
400 1,5 1,5 1,5 1,4 1,4 1,3 1,2
500 1,5 1,5 1,4 1,4 1,4 1,3 1,2
650 1,5 1,4 1,3 1,3 1,3 1,2 1,2
800 1,5 1,4 1,3 1,3 1,3 1,2 1,1
1000 1,3 1,3 1,3 1,3 1,2 1,1 1,1
1200 1,3 1,3 1,2 1,2 1,2 1,1 1,1
1400 1,2 1,3 1,2 1,2 1,2 1,1 1,1
1600 1,3 1,3 1,2 1,2 1,2 1,1 1,1
2000 1,3 1,3 1,2 1,2 1,0 1,0 1,0
Таблица 2 - Выбор диаметра ролика, прямой и желобчатой роликоопорДиаметр ролика Dp, ммДиапазон ширины ленты B, ммПлотность транспортируемого груза ρ, т/м3, не более Наибольшая скорость движения ленты v, м/с63; 89 400-650
400-800 1,6
1,6 2,0
1,6
102; 108 400-650
800-1200 2,0
1,6 2,5
2,5
127; 133 800-1200 2,0 2,5
152; 159 800-1200
1600-2000 3,5
3,5 4,0
3,2
194; 219; 245 800-1400
1600-2000 3,5
4,0 4,0
6,3
Диаметр роликов выбирается по данным таблицы 2. В целях унификации для каждой ветви ленты выбирают ролики одного типоразмера, определяемого диаметром и длиной ролика, а также диаметром оси.
lp=1,3мlх=2,0…3,5∙1,3=3,9 мlкр.р=0,5∙1,3=0,65 мlкр.х=1,3 мlр.з<0,5∙1,3=0, 13 мМасса вращающихся частей роликовых опор может быть определена либо по аналогии с имеющимися конструкциями (таблица 3), либо по эмпирическим зависимостям:
Таблица 3 - Параметры роликоопорШирина ленты В, мм Роликоопоражелобчатая прямая
Нормальное исполнение Тяжелое исполнение DP, мм Масса, кгDP, мм Масса, кгDP, мм Масса, кг500 108 10,0 - - 108 6,0
650 108 12,5 - - 108 10,5
800 89 8,5 - - 89 7,7
800 133 22,0 159 31,8 133 19,0
1000 133 25,0 159 39,3 133 21,5
1200 133 29,0 159 57,0 133 26,5
1400 159 49,8 194 78,3 159 41,9
1600 159 54,9 194 84,9 159 46,7
1800 159 62,0 194 - 159 50,0
2000 194 98,1 194 106,8 159 50,0
Примечание. DP – диаметр ролика.
для трехроликовой опоры:
mp≈Am+БmB-0,4Dp2∙10-4 (2.9)для однороликовой опоры:
mp’≈6+14B-0,4Dp2∙10-4 (2.10)где: mp и mp’ - массы вращающихся частей роликоопор рабочей и холостой ветвей конвейера соответственно, кг;
В - ширина ленты, м;
Dp - диаметр ролика, мм;
Am, Бm - эмпирические коэффициенты: для ролика легкого типа Am=8, Бm=9; среднего Am=10, Бm=10 тяжелого - Am=15, Бm=12.
Dp=108 ммmp=12,5 кгmх=10,5 кг2.3 Определение распределенных масс и сил сопротивления движениюПри расчете конвейера толщина и тип ленты являются неизвестными, которые необходимо предварительно выбрать ориентировочно, а после выполнения тягового расчета конвейера уточнить эти параметры. Для выполнения тягового расчета необходимо выбрать предварительно тип ленты и число прокладок (3...4).
Распределенная масса ленты определяется ориентировочно по средней плотности, приблизительно равной (1... 1,15) ∙ 103 кг/м3:
q0=1…1,15∙103∙B∙δл∙g, (2.11)где: B - ширина ленты, мм;
δл - толщина ленты, мм, определяется по формуле:
δл=in∙δn+δ1+δ2, (2,12)где: in и δn - число прокладок и расчетная толщина тягового каркаса;
δ1 и δ2 - толщина нерабочей и рабочей наружной обкладки соответственно, мм.
Толщину наружных обкладок следует выбирать в зависимости от типа и условий использования ленты с учетом кусковатости и абразивности груза: для ленты типа 1 и крупнокусковых грузов δ1=6, 8 и 10 мм, δ2=2, 3 и 3,5 мм; для лент типа 2 и среднекусковых грузов δ1=4, 5, 6, 8 и 10 мм, δ2=1, 2 и 3 мм; для лент типа 3 δ1=2 и 3 мм, δ2=0; для лент типа 4 δ1=1, 2 и 3 мм, δ2=1 мм.
δл=4∙3+5+2=19 ммq0=1…1,15∙103∙0,65∙0,019∙9,81=139HмРаспределенная масса груза определяется по формуле:
q=Q3,6v∙g, (2.13)Распределенная масса вращающихся частей роликоопор, приходящаяся на 1м длины конвейера (кг/м) равна:
- для рабочей ветви
qp=mplp∙g, (2.14)- для холостой ветви
qх=mхlх∙g, (2.15)q=2503,6∙0,315∙9,81=2163 H/м qp=12,51,3∙9,81=94 H/мqх=10,53,9∙9,81=26 H/мСилы сопротивления движению ленты определяются по отдельным участкам трассы конвейера.
2.4 Тяговый расчет конвейераВыполняется методом обхода трассы полотна от точки с минимальным натяжением холостой ветви Smin.x или рабочей ветви Smin.p, которое задается из условия допустимого провеса ленты:
Smin.р=10…5∙q0+q∙lp, (2.16) Smin.х=10…5∙q0∙lх, (2.17)Большие значения Smin рекомендуется назначать при больших скоростях движения ленты и при перемещении крупнокусковых грузов.
Smin.р=5∙139+2163∙1,3=14970 НSmin.х=5∙139∙3,9=2717 НДля рабочей ветви при сравнительно простой трассе положение точки с минимальным натяжением тягового элемента определить сравнительно легко (самая низкая точка на груженой ветви). Для холостой ветви расположение точки с Smin.x можно определить в зависимости от условного параметра φ’ или φн1 (см. рис. 5):
φ’=(qp’+q`0)∙Lг∙ωq0∙H, (2.18)
Рисунок 5 - Схемы трасс комбинированных конвейеров и положение точки минимального натяжения
φн1=(qp’+q`0)∙L1∙ωq0∙H, (2.19)где: qp’, q0 - распределенная масса вращающихся частей роликовых опор и распределенная масса тягового элемента (принимаем qp’=9,6кг; q`0=175кг).
Lг - длина конвейера по горизонтали;
L1 - расстояние по горизонтали от привода до начала горизонтального участка, примыкающего к натяжному устройству;
ω - коэффициент сопротивления (см. табл. 4).
Таблица 4 - Значения коэффициента ω в зависимости от условий работы
Условия работы Характеристика условий работы ωЛегкие Чистое, сухое, отапливаемое, беспыльное, хорошо освещенное помещение; удобный доступ для обслуживания 0,02
Средние Отапливаемое помещение, но пыльное или сырое; средняя освещенность и удобный доступ для обслуживания 0,022
Тяжелые Работа в не отапливаемом помещении и открытом воздухе; плохая освещенность и удобный доступ для обслуживания 0,03-0,04
Весьма тяжелые Наличие всех указанных выше факторов, вредно влияющих на работу конвейера 0,04-0,05
φ’=(94+1717)∙99∙0,04177∙6,85=0,61φн1=(9,6+1717)∙61∙0,041717∙6,85=0,38Если φ’>1 или φн1>1, то натяжение Smin находят в точке 1, иначе натяжение Smin находят в точке 2 (рис. 5).
После определения точки с минимальным натяжением тягового элемента дальнейший тяговый расчет ведут от точки минимального натяжения по формулам:
Si=Si-1+Wi, (2.20)Si=Si+1-Wi+1, (2.21)где: Si-1, Si+1 - натяжения в точках i-1 и i соответственно;
Wi Wi+1 - силы сопротивления на участках между точками i-1, i и i+1 и i, расчет сил сопротивления движению следует выполнять на основе таблицы 5.
В результате расчета находят максимальное натяжение ленты Smax=Sнб, по которому определяют число прокладок in ленты:
in=Smax∙Cnkp∙B, (2.22)где: Cn - коэффициент запаса прочности (для горизонтальных и пологонаклонных конвейеров (β≤10°) при in=5 Cn=8, при in>5 Cn=9; для наклонных конвейеров (β≤10…18°) при in≤5 Cn=9, при in>5 Cn=10;
kp - прочность на разрыв 1 мм ширины тяговой прокладки.
Для тягового расчета составляем схему (рисунок 6) и начинаем с минимального натяжения холостой ветви:
S7=Smin.х=2717 НУсилие натяжения ленты в точке 8
S8=S7+W7-8где: W7-8 - сопротивление движению ленты на участке 7-8, определяется по формуле:
W7-8=q0+qх∙ω∙Lг
Рисунок 6- Расчетная схема ленточного конвейера (точки 1 и 2 согласно рис.5 соответствуют точке 1 и 7 данной схемы)
Таблица 5 - Сопротивление движению в ленточных конвейерах
Сопротивление Эскиз Расчетная форма
Роликоопор на горизонтальных прямолинейных участках трассы На рабочей ветви ленты
Wг.в=(q+q0+qp)∙ω∙LгНа холостой ветви ленты
Wн.в=(q0+qp)∙ω∙LгНа наклонных прямолинейных участках трассы На рабочей ветви ленты
Wн.в=q+q0+qp∙ω∙Lг±(q+q0)∙g∙HНа холостой ветви ленты
Wн.н=q0+qp∙ω∙Lг±q0∙g∙HРоликоопор на участках выпуклостью вверх Wкр=Si∙(1-e-ω∙ak)или
Wкр=Si+1(eω∙ak-1)От перегиба ленты Wл=kл∙B∙ikл=20 и 15 Н/м соответственно при Dб≤0,6 м и Dб>0,6 м при an<90° Wиз=0Загрузочных устройств при установившемся движении ленты Wз=Q∙fл(v-v1)3,6∙(fл-tgβ-kб∙fб)v1 – груза на выходе из загрузочной воронки, fл - коэффициент трения груза о ленту, fб - коэффициент трения груза о борта, kб - коэффициент давления груза на направляющие борта
От разгрузки ленты плужковым сбрасывателем Wp=Kc’∙q∙g∙BKc’=2,7…3,6Очистительных устройств Wоч=ω0∙Bω0=300…500 Н/м – для скребков и очистительных плужков;
ω0=(20…60)∙vщ Н/м – для вращающихся барабанных щеток, где vщ - окружная скорость щетки, м/сW7-8=139+26∙0,04∙38=251 HS8=S7+W7-8=2717+251=2968Усилие натяжения ленты в точке 9
S9=S8+W8-9где: W8-9 - сопротивление движению ленты на участке 8-9, определяется по формуле:
Wл=kл∙BWл=20∙0,65=13 HS9=2968+13=2981 HУсилие натяжения ленты в точке 10
S10=S9+W9-10где: W9-10 - сопротивление движению ленты на участке 9-10, определяется по формуле:
W9-10=Q∙fл(v-v1)3,6∙(fл-tgβ-kб∙fб)∙gгде: v1 – груза на выходе из загрузочной воронки, принимаем 0 м/с;
fл - коэффициент трения груза о ленту (принимаем 0,6);
fб - коэффициент трения груза о борта (принимаем 0,74);
kб - коэффициент давления груза на направляющие борта (принимаем 0,25);
W9-10=250∙0,6(0,315-0)3,6∙(0,6-tg40-0,25∙0,74)∙9,81=404 НS10=2981+404=3385 НУсилие натяжения ленты в точке 11S11=S10+W10-11где: W10-11 - сопротивление движению ленты на участке 10-11, определяется по формуле:
W10-11=q0+qp+q∙ω∙LгW10-11=139+94+2163∙0,04∙38=3642 НS11=3385+3642=7028 HУсилие натяжения ленты в точке 12
S12=S11+W11-12где: W11-12 - сопротивление движению ленты на участке 11-12, определяется по формуле:
W11-12=q+q0+qp∙ω∙L2±(q+q0)∙HW11-12=2163+139+94∙0,04∙19+2163+139∙6,85=17592 НS12=7028+17592=24620 НУсилие натяжения ленты в точке 13
S13=S12+W12-13где: W12-13 - сопротивление движению ленты на участке 12-13, определяется по формуле:
W12-13=kл∙B+q+q0+qp∙ω∙L3W12-13=20∙0,65+2163+139+94∙0,04∙42=4039 НS13=24620+4039=28660 НУсилие натяжения ленты в точке 14
S14=S13+W13-14где: W13-14 - сопротивление движению ленты на участке 13-14, определяется по формуле:
W13-14=Kc’∙q∙BW13-14=2,8∙2163∙0,65=3937 НS14=28660+3937=32600 НУсилие натяжения ленты в точке 6
S6=S7-W6-7где: W6-7 - сопротивление движению ленты на участке 7-6, определяется по формуле (с учетом спуска ленто на холостой ветке):
W6-7=q0+qx∙ω∙L2±q0∙H+kл∙BW6-7=139+26∙0,04∙19-139∙6,85+20∙0,65=-816 HS6=2717--816=3533 HУсилие натяжения ленты в точке 5
S5=S6-W5-6где: W5-6 - сопротивление движению ленты на участке 6-5, определяется по формуле (примем длину участка ленты на очистку и натяжения равной 2м):
W5-6=q0+qx∙ω∙(L3-2)W6-7=139+26∙0,04∙42-2=264 HS5=3533-264=3268 HУсилие натяжения ленты в точке 4 и 3
S4=S5-W4-5S3=S4-W4-5где: W4-5, W4-5 - сопротивление движению ленты на участке 4-5 и 3-4 соответственно (длинной ленты пренебрегаем):
W4-5=W3-4=kл∙BW4-5=W3-4=20∙0,65=13 НS4=3268-13=3255 НS3=3255-13=3242 НУсилие натяжения ленты в точке 2
S2=S3-W2-3где: W2-3 - сопротивление движению ленты на участке 2-3, определяется по формуле (длинной ленты пренебрегаем):
W2-3=ω0∙Bгде: ω0=300…500 Н/м – для скребков и очистительных плужков;
ω0=(20…60)∙vщ Н/м – для вращающихся барабанных щеток, где vщ - окружная скорость щетки, м/сW2-3=400∙0,65=260 НS2=3242-260=2982 НУсилие натяжения ленты в точке 1
S1=S2-W1-2где: W1-2 - сопротивление движению ленты на участке 1-2, определяется по формуле:
W1-2=q0+qx∙ω∙L2W1-2=139+26∙0,04∙1,5=10 НS1=2982-10=2972 НТаблица 6 – Усиления натяжения ленты по контрольным точкам
№ 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
S, Н 297229823242325532683533271729682981338570282462028660326002.5 Определение тягового коэффициента, схемы фрикционного привода и мощности двигателя.По полученным натяжениям набегающей Sнб и сбегающей Sсб ветвей ленты вычисляют тяговое усилие F0 и тяговый коэффициент eμ0α:
F0=Sнб-Sсб=1kсц∙Sсб∙eμ0α-1, (2.23)eμ0α=kсц∙(Sнб-Sсб)Sсб+1 (2.24)где: kсц - коэффициент запаса сцепления (kсц=1,3…1,4);
μ0 - коэффициент сцепления ленты с поверхностью барабана;
α - угол обхвата барабана лентой.

Рисунок 7 - Расчетная схема и диаграмма усилий натяжения ленты
F0=32600-2972=29620 Heμ0α=1,3∙(32600-2972)2972+1=13,96Определив тяговый коэффициент и задавшись коэффициентом сцепления μ0=0,4 ленты с поверхностью барабана, определяют угол α обхвата барабана лентой и выбирают схему привода (рис. 8).
α=6,6102180π=380°
Рисунок 8 - Типовые схемы фрикционных приводов ленточных конвейеров
По расчетному тяговому усилию вычисляется мощность приводного электродвигателя по формуле:
N=kз∙F0∙v1000∙η, (2.25)где: kз=1,1÷1,2 - коэффициент запаса;
η - общий КПД привода (предварительно принимаем 0,8);
v - скорость ленты, м/с;
F0 - расчетное тяговое усилие, Н.
Средние значения КПД отдельных составляющих привода приведены в табл.7.
N=1,2∙29620∙0,3151000∙0,8=14 кВтТаблица 7 - Средние значения коэффициента полезного действия
Род передаточного механизма КПД
Редуктор: одноступенчатый 0,97
двухступенчатый 0,94
трехступенчатый 0,92
Зубчатая передача открытая: с фрезерованными зубьями 0,95
с необработанными зубьями 0,90
Червячная передача: 0,85
с трехзаходным червяком с двухзаходным червяком 0,75
с однозаходным червяком 0,65
Цепная передача 0,92
Ременная передача 0,96
Муфта 0,99
Вал на подшипниках качения 0,98-0,99
Приводной орган (звездочка, барабан, шкив) без учета жесткости тягового органа 0,98
с учетом жесткости тягового органа 0,92
При однобарабанном приводе по расчетной мощности выбирается по каталогам электродвигатель ближайшей мощности, т.е. NГОСТ≥N, т.е. выбираем двигатель: АИР 180 М8 У2, 15 кВт.
Мощность двигателя двухбарабанного привода определяется по формулам:
N=N1+N2, (2.26)N1=N∙kxkx+1≤N1дв, (2.27)где: N - общая расчетная мощность, кВт;
N1 и N2 - мощности двигателя на первом и втором барабанах, кВт;
N1дв и N2дв - мощности принятых по каталогу двигателей на первом и втором барабанах соответственно, кВт;
kx - коэффициент распределения нагрузки между приводными барабанами (обычно принимают kx=1÷3)
N1=14∙11+1=7,0≤N1дв=7,5 кВтN=7,5+7,5=15 кВтПри двухбарабанном приводе по расчетной мощности выбирается по каталогам электродвигатель ближайшей мощности, т.е. NГОСТ≥N, т.е. выбираем двигатель: АИР 160 М8 У2, 7,5 кВт.
2.6 Расчет прочности лентыПо максимальному натяжению ленты Smax=S14=32600 определяем необходимое число прокладок резинотканевых лент, исходя из условия прочности
, (2.28)
где n – запас прочности ленты;
Р – временное сопротивление 1 мм ширины одной прокладки на разрыв, Н/мм;
В – ширина ленты, мм.
, принимаем i = 6.
Коэффициент запаса прочности ленты
K = K0/(KПР KСТ KТ KР), (2.29)
где: K0 - номинальный запас прочности (при расчете по нагрузкам установившегося движения K0 = 7, при поверочных расчетах по максимальным пусковым нагрузкам принимают K0 = 5);
KПР, - коэффициент неравномерности работы прокладок:
Число прокладок 3 4 5 6 7 8
KПР 0,95 0,9 0,88 0,85 0,82 0,8
KСТ - коэффициент прочности стыкового соединения концов ленты (для вулканизированного стыка KСТ = 0,90,85; для стыка, выполненного при помощи скоб и шарниров, KСТ = 0,5, а внахлестку заклепками - KСТ = 0,40,3);
KТ - коэффициент конфигурации трассы конвейера (для горизонтального конвейера KТ = 1, наклонного прямолинейного KТ = 0,9, наклонного со сложным профилем KТ = 0,85); KР - коэффициент режима работы конвейера:
Режим работы Весьма легкий (ВЛ) Легкий (Л) Средний (С) Тяжелый (Т) Весьма тяжелый (ВТ)
KР 1,2 1,1 1,0 0,95 0,85
K =7/(10.850.851)=9,69.
Для резинотросовых лент типа РТЛ оценка прочности ведется по коэффициенту запаса прочности
, (2.30)
где n - допускаемый запас прочности ленты, n = 7…9;
Р - предел прочности ленты, принимаем 1000Н/мм [ГОСТ Р 56904-2016;
В - ширина ленты, мм.

2.7 Расчет и подбор диаметра барабановДиаметр барабана определяется его назначением, действующим на барабане натяжением, шириной и типом тягового каркаса ленты. Для конвейеров с резинотканевыми лентами:
D = KaKбi, (2.31)
где: Ka – коэффициент, зависящий от типа прокладок, м/шт. прокладок.
Kб – коэффициент, зависящий от назначения барабана (для однобарабанного привода Kб = 1, двухбарабанного - Kб = 1,1; для концевого, оборотного и натяжного барабанов Kб = 0,80,90; для отклоняющего барабана Kб = 0,5); i – число прокладок основы тягового каркаса ленты.
Прочность ткани, Н/мм50 100 150 200 300 400
Ka, м/шт125-140 141-160 161-170 171-180 181-190 191-200
Dпб = KaKбi=15013=450мм,
Dнб = KaKбi=1500,83=360мм,
Dоб = KaKбi=1500,53=225мм,
В соответствие с ГОСТ 44644 принимаем диаметры барабанов:
Dпб =1000мм,
Dнб =800мм,
Dоб =500мм.

Кинематический и силовой расчеты приводиМощность от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал червячного редуктора, от тихоходного вала редуктора мощность через цепную передачу передается на барабан транспортера.
Для привода транспортера необходимо разработать кинематическую схему, которая включает:
1) Двигатель электрический асинхронный с короткозамкнутым ротором.
2) Муфту.
3) Редуктор.
4) Ременная передача.
5) Исполнительный механизм: барабан транспортера.
Кинематическая схема привода лебёдки приведена на рисунке 9.

Рисунок 9 – Кинематическая схема привода транспортера
1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – рнменная передача; 5–барабан транспортер.
Согласно приведенной кинематической схеме общий КПД будет рассчитываться по формуле (значения η взяты из данных таблицы «КПД передач с учетом потерь в опорах валов на подшипниках качения» [2]):
η= ηp∙ηцп∙ηм∙ηо, (3.1)где ηр - КПД ременной передачи, ηр=0,96;
ηцп - КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора, ηцп=0,94;
ηм - КПД муфты, ηм=0,99;
ηо - КПД пары подшипников с приводнім барабаном, ηо=0,92.
η=0,96 ∙0,94 ∙0,99 ∙0,92≅0,822218 3.1 Определение частоты вращения вала исполнительного механизмаЧастота nим, мин-1, вращения вала исполнительного механизма, опираясь на исходные данные задания, вычисляется по формуле:
nим=60∙103υπD, (3.2)где: D – диаметр исполнительного механизма (мм), D = 1000 мм.
nим=60∙103∙0,3151000π=6,02обмин, для расчетов принимаем nим=6.3.2 Определение частоты вращения вала электродвигателяЧастота n1, мин-1, вала электродвигателя определяется по формуле
n1= nдвигателя ориент.=nвых ∙i, (3.3)где i - передаточное отношение привода.
Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач, а именно: передаточное отношение ременной передачи и передаточное отношение цилиндрического редуктора, которое состоит из передаточного отношения цилиндрических ступеней).i=iр∙iред, (3.4)По таблицам и каталогам оборудования подбираем значение передаточных чисел таким образом, чтобы nдвигателя ориент. примерно было равно одному из значений синхронной частоты, с которой промышленность выпускает электродвигатели: 3000 мин-1, 1500 мин-1, 1000 мин-1, 750 мин-1, 600 мин-1, 500 мин-1 .
iр = 2...3;
iред1= 2...6,3 (для одноступенчатого редуктора)
iред2= 8...40 (для двухступенчатого редуктора).
Рассчитываем ориентировочную частоту электродвигателя (вала электродвигателя).
nдвигателя ориент.1= 6 ∙ 2…3 ∙2…6,3= 24…113,7 мин-1;
nдвигателя ориент.2= 6 ∙ 2…3 ∙8…40= 96…722 мин-1Электродвигатель выбирается по 2-м основным параметрам: значению мощности на валу двигателя и значению частоты вращения вала электродвигателя nдв.опт.
Для расчётаной мощности двигателя Рдв.треб. = 7,5 кВт и задаём частоту вращения nдв.с.=750 об/мин вала электродвигателя.
Для асинхронных двигателей переменного тока по выбранной синхронной частоте nдв.с. вращения магнитного поля уточняется номинальная асинхронная частота вращения вала по справочнику или по формуле:
nдв.расч.=nдв.с.·(1-S), (3.5)где s – относительное скольжение вала, s = 0,02…0,07.
nдв.расч.=750·(1-0,04)=720 об/мин.
Наиболее подходящим является двигатель АИР 160 S8 У2, 380/6600В с мощностью 7,5 кВт, синхронной частотой 750 мин-1 и асинхронной частотой вращения 720 мин-1. Отношение максимального вращающего момента к минимальному TmaxT=2,4.
Характеристики выбранного двигателя:
Pдв=7,5 кВт;
nдв = 720 об/мин;
ηдв=86%;
Номинальный ток – 18,9А;
Tдв.ном=98,7 Н∙м;
m = 125 кг;
Диаметр вала – 48 мм.

Рисунок 10 – Эскиз электродвигателя
3.3 Передаточное отношение привода и разбивка по ступенямКлючевыми параметрами в выборе редуктора являются вращающий момент на тихоходном валу Т и передаточное отношение редуктора i.
Передаточное отношение привода определяется по формуле:
iпр.треб=nдвnим=7206=120 (3.6)
Далее проводится разбивка передаточного отношения привода между редуктором и открытой передачей, находящейся вне редуктора (ременной, цепной, зубчатой). Следует отметить, что задача эта многовариантная и от ее решения зависят габариты, масса, КПД и стоимость привода.
Предлагается разбивать передаточное отношение привода следующим образом. Вначале назначить передаточное отношение iот. открытой (внешней) передачи, затем выбрать редуктор и уточнить передаточное число открытой передачи.
Намеченные передаточные отношения в дальнейшем уточняются, причём отклонение от расчётного передаточного отношения не должно превышать 3%.
iред.рек.=81012,516202531,5405063ip.=3iпр.возм.=iред.рек.·iот.=243037,548607594,5120150189, (3.7)
3.4 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валовi1=iр=3
i2=iред=40
η1=ηр=0,96η2=ηред=0,94Принимаем, что мощность на всех валах привода равна требуемой мощности P. На начальном этапе проектирования известны также частоты вращения n1 и n на валах двигателя и исполнительного механизма.
Связь между мощностями и частотами вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями:
nj+1=njij, 3.8где: j – порядковый номер вала механизма в кинематической схеме привода.
n1=nдв=720 об/минn2=7203=240 об/минn3=24040=6 об/минP1=Pдв=7,5 кВтP2=P1·η1=7,5∙0,96=7,2 кВтP3=P2·η2=7,2·0,94=6,8 кВт
Вращающие моменты на валах вычисляются по формуле:
Tj=9550·Pjnj, (3.9)T1=9550·7,5720=99 Н·мT2=9550·7,2240=285 Н·мT3=9550·6,86 =1072 Н·м3.5 Выбор редуктораПосле определения крутящих моментов на валах привода необходимо выбрать тип редуктора, который при данном передаточном отношении определяется предельно допускаемым вращающим моментом на выходном валу.
Для iред=40 и Tвых=T3=1072 Н·м и P3=6,8 кВт выбран цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор с зацеплением Новикова тип 2Ц2-160Н-40-12-ЦЦ-У3 следующими параметрами:
2 – этап модернизацииЦ2 - тип, число ступеней;160 - межосевое расстояние тихоходной ступени;Н - передача Новикова;40 - номинальное передаточное число;12 - вариант сборки;Ц - конец входного вала цилиндрический Ф 38m6;Ц - конец выходного вала цилиндрический Ф 85m6;УЗ - климатическое исполнение и категория размещения;
Номинальный крутящий момент на выходном валу - 2000 Нм;
Номинальная передаваемая мощность - до 10 кВт (вариант 2Ц2-125Н-40-12-ЦЦ-У3 не подходит так как передаваемая мощность до 6кВт);
Масса не более 135 кг.
Рисунок 11 – Эскиз редуктора

Расчет муфтыМуфта подбирается по вращающему моменту Тр≤Ттабл и диаметру валов.
Расчетный крутящий момент находится с помощью формулы:
Tp=Tн∙kд,где: Tp– расчетный вращающий момент, Нм;
Tн– номинальный вращающий момент, Tн= T1=1072 Нм;kд–коэффициент динамичности, kд=1,5.
Tp=1072∙1,5=1607 Н∙м.
Выберем муфту способную выдержать вращающий момент (Тр≤Ттабл) с учетом диаметра выходного конца вала редуктора (dвых = 85 мм) режим нагружения (средний нормальный).
Для соединения цилиндрического выходного вала редуктора Ф85мм и цилиндрической цапфы вала приводного барабана Ф90мм применим муфту упругую с торообразной оболочкой, стандартный типоразмер которой наиболее близко подходит к требуемым условиям, а именно Муфта 1-2000-85-1-90-1У2 ГОСТ Р 50892-96 (муфта типа 1 с номинальным крутящим моментом Тн=2000 Нм, с диаметром посадочных отверстий полумуфт: 85 мм и 90мм, с полумуфтами исполнения 1 (цилиндрическое отвестие), климатического исполнения У, категории 2).
Допустимые отклонения для выбранной муфты: радиальное – до 3,6 мм; осевое – до 3 мм и угловое отклонение до 1,5°.
Максимальный крутящий момент при кратковременной перегрузке – 2500 Нм.

5. Расчет ременной передачи5.1 Проектный расчетИндекс «1» относится к ведущему шкиву, а «2», к ведомому.
Исходные данные: PI = 7,5 кВт передаваемая мощность на первом валу; nI = 720 мин-1 частота вращения первого (ведущего вала); iр=3 передаточное отношение ременной передачи; Т1 = ТЭД = 99 Н∙м вращающий момент на ведущем валу.
По номограммам в зависимости от частоты вращения меньшего шкива п1 (в нашем случае 720 об/мин и передаваемой мощности 7,5 кВт принимаем сечение клинового ремня C [B] по ГОСТ 1284.3-80.

Рисунок 12 - Геометрические параметры клиноременной передачиДиаметр меньшего шкива определяем по формуле:
d1 ≈ (30…40)∙T11/3 = (30…40) ∙991/3 = 139…185 мм
Полученное значение d1 рекомендуется округлять до ближайшего большего стандартного значения d1 по ГОСТ 20889-88 «Шкивы для приводных клиновых ремней нормальных сечений. Общие технические условия»: 50, 56, 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 150; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000 мм.
Принимаем d1 = 150 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива по формуле
d2 = d1 ∙ i ∙ (1- ζ),
где: i = i р =3;
ζ - коэффициент скольжения, ζ = 0,01...0,02.
d2 = 150·3·(1- 0,01) = 448 мм.
Принимаем по ГОСТ 20889-88 d2 = 450 мм.
Фактическое передаточное число:
iф=d2d1∙(1-ζ)=450150∙(1-0,01)=3Определяем скорость ремня
V = π∙d1∙n160000= π∙150∙72060000= 5,66 м/с.В зависимости от выбранного сечения ремня, диаметра ведущего шкива и скорости ремня подбираем мощность, передаваемую одним ремнем Р0 = 2,5 кВт.
Межцентровое расстояние определяется конструктивными особенностями привода.
amin=0,55∙d1+d2+h=0,55∙150+450+19=349 мм
amax=2∙d1+d2=2∙150+450=1200 мм,
где: h - высота сечения ремня, для сечения C [B] h= 19 мм.
Предварительно примем a=500 ммРасчетная длина ремня:
Lp=2a+π2d1+d2+d1-d224a==2∙500+π2∙150+450+450-15024∙500=1987 мм.Принимаем длину ремня C [B] по ГОСТ 1284.1-89:
Lp=2000 ммУточненное межцентровое расстояние передачи:
a=2Lp-πd2+d1+2Lp-πd2+d12-8(d2-d1)28==2∙2000-π∙450+150+2∙2000-π∙450+1502-8∙(450-180)28==506,6 мм.
Угол обхвата ремнем меньшего шкива, град:
α=2arccosd2-d12a=2arccos450-1502∙506,6=145,6°Число ремней в приводе:
K=PномP0CαCLCpCK,где P0 - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем;
Cp - коэффициент режима работы, Cp= 0,9;
Cα - коэффициент угла обхвата, Cα =1;
CL - коэффициент длины ремня, CL=0,91;
CK - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте, CK=0,95.
z=7,52,5∙1∙0,91∙0,9∙0,95=3,86.Округляем в большую сторону z = 4.
5.2 Силы в передачеОкружная сила, передаваемая комплектом ремней
Ft =P1V= 75005,66= 1326 H.Усилие предварительного натяжения определяется по формуле:
F0 =850∙P1∙CLz∙V∙Cα∙CP+Θ∙V2,где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения В(Б) коэффициент θ = 0,18 (Н∙с2)/м2.
F0 =850∙7,5∙0,914∙5,66∙1∙0,9+0,18∙5,662=290 Н.Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня
F1 =F0+Ft2∙z= 290+13262∙4= 457 H;F2 =F0-Ft2∙z= 2 290-13262∙4= 125 H.Сила давления на валы определяется с помощью выражения:
Fn = 2·F0·sin α2Fn = 2·290·sin145,6°2 = 555 H.5.3 Проверочный расчетПриемлемость длины ремня определяется по числу пробегов за единицу времени:
U =Vl≤ [U]U =5,662= 2,8 ≤U=10…20 с-1. Определяют наибольшее напряжение, возникающее в рабочей ветке ремня
σmax = σ1 + σИ + σЦ ≤ [σ],
где σ1 - полезное напряжение;
σЦ - напряжение от центробежных сил;
σИ - напряжение от изгиба на ведущем (меньшем) шкиве,
σ1 =F1A= 457195= 2,3 МПа;σЦ =FЦA= Θ∙V2A=0,18∙5,662195= 0,03 МПа;σи =E∙hd1=44∙13,5150= 3,6 МПа;где: E - модуль упругости материала ремня на изгиб: E= 40...42 МПа.
[σ] - допускаемое напряжение для ремней; [σ] = 9...10 МПа.
2,3 + 0,03+ 3,6 = 5,9 МПа МПа
Шкивы клиноременных передач.

Рисeyjr 13 - Эскиз профиля канавок шкивов
Материал шкивов – сталь 20Л.
Стандартные диаметры шкивов: D1 = 150 м, D2 = 450 мм.
Канавки шкивов:
с=6 мм be=19 мм t=26 мм S=17 мм φ1= 34˚ b= 22,7мм
Ширина шкива:
bш = 2∙S + (z - 1)∙t = 2∙17 + (4-1)∙26 = 112 мм.

Список литературы1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3. М.:Машиностроение, 1979. 1846 с.
2. Дьячков В. К. Подвесные конвейеры. - М.:Машиностроение, 1976. 320 с.
3. Зенков Р. Л. и др. Машины непрерывного транспорта: Учебник для студентов вузов, обучающихся по специальности “Подъемно-транспортные машины и оборудование”/ Р. Л. Зенков, И. И. Ивашков, Л. Н. Колобов, - 2-е год., перераб. и доп. - М. Машиностроение, 1987. - 432 с.
4. Конвейеры: Справочник/ Р. А. Волков, А. Н. Гнутов, В. К. Дьячков и др. Под общ. ред. Ю. А. Пертена. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984. 367 с.
5. Машины непрерывного транспорта:Номенклатурный справочник. М.:НИИинформтяжмаш, 1970. 56 с.
6. Спиваковский А. О., Дьячков В. К. Транспортирующие машины: Учеб, пособие для машиностроительных вузов. -3-е год., перераб. М.Машиностроение, 1983. - 487 с.
7. Шахмейстер Л. Г., Дмитриев В. Г. Теория и расчет ленточных конвейеров. - М.Машиностроение, 1978. 392 с.
8. Перфильев П. В., Худяков М. П. Компоновка общепромышленного привода. Учебное пособие. Северодвинск: РИО Севмашвтуза, 1999, 92 с.