(Курсовая)

n7.doc

Вариант 10

Выполнить проект конвейера цепного пластинчатого (КЦП 15) со следующими характеристиками:

• 
  производительность Q = 250 т/час;
• 
  скорость движения полотна  = 0.8 м/с;
• 
  длинна конвейера l = 90 м;
• 
  длинна горизонтального участка l г = 40 м;
• 
  угол наклона конвейера  = 7 o ;
• 
  плотность транспортируемого груза  = 0.9 т/м 3 .

Самостоятельно принятые параметры, не указанные в задании:

В задании не указан тип перемещаемого груза. Исходя из заданной плотности (0.9 т/м 3) можно предположить, что грузом является сахар, однако маловероятно применение конвейера со столь большой производительностью (250 т/час) для транспортировки сахара или другого пищевого продукта.

Конвейера с подобной производительностью применяются в угольной промышленности, например в очистных забоях или конвейерных штреках для транспортировки рядового угля. Поэтому в качестве транспортируемого груза принимаю - рядовой уголь, плотность рядового угля удовлетворяет условию задания.
Схема проектируемого конвейера:

Рисунок 1.

1. Предварительный расчет.

Для расчета принимаю конвейер с волнистым полотном с бортами.

Расчет произвожу по методике, изложенной в :п. 3.2.

1.1. Определение ширины конвейера.

Ширину конвейера определяю по формуле:

м, (1.1)

Где: Q = 250 т/час - производительность конвейера;

 = 0.8 м/с - скорость движения полотна;

 = 0.9 т/м 3 - плотность транспортируемого груза;

K  - коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера;

 = 40 о - угол естественного откоса груза в покое (:Приложение табл. 2);

h = 0.16 м - высота бортов полотна, выбираю из номинального ряда;

 = 0.7 - коэффициент использования высоты бортов ( :стр. 137).

Коэффициент K  определяю по формуле:

, (1.2)

Где:  = 7 о - угол наклона конвейера.

Подставляя полученные значения в формулу 1.1 определяю ширину полотна:

Для транспортируемого материала, содержащего крупные куски до 10% общего груза должно выполняться условие:

мм, (1.3)

где: a max = 80 мм - наибольший размер крупных кусков (:стр. 136).

Условие выполняется.

Окончательно выбираю ширину полотна из номинального ряда B = 650 мм (:табл. 3.6)
1.2. Определение нагрузок на транспортную цепь.

Предварительно принимаю в качестве тягового органа конвейера пластинчатую цепь типа ПВК (ГОСТ 588-81).
Погонную нагрузку от транспортируемого груза определяю по формуле:

Н/м (1.4)

Погонную нагрузку от собственного веса движущихся частей (полотна с цепями) определяю по формуле:

Н/м, (1.5)

Где: A = 50 - коэффициент, принимаемый в зависимости от ширины полотна и вида груза (:табл. 3.5).

Минимальное натяжение цепей для данного конвейера может быть в точках 1 или 3 (рис. 1). Минимальное натяжение будет в точке 3 если будет соблюдаться условие:

Где:  = 0.08 - коэффициент сопротивления движению ходовой части на прямолинейных участках (:табл. 3.7).

Условие не выполняется, следовательно минимальное натяжение будет в точке 1.

Принимаю минимальное натяжение цепей S min = S 1 = 1500 Н. Методом обхода по контуру по ходу полотна определяю натяжения в точках 1..6 (рис. 1) по методике, аналогичной :п.3.2.

Где: k :стр.138).

Диаграмма натяжения тягового органа:

Рисунок 2.
2. Окончательный расчет элементов конвейера.

2.1. Расчет и подбор электродвигателя.

Тяговое усилие привода определяю по формуле:

Где: k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании звездочки (:стр.138).

Установочную мощность электродвигателя определяю по формуле:

кВт, (2.2)

где:  = 0.95 - КПД привода (:стр. 139);

k з = 1.1 - коэффициент запаса мощности (:стр. 139).

кВт

Принимаю электродвигатель с повышенным пусковым моментом серии 4А (:Приложение табл. 16)

• 
  тип двигателя - 4АР200L6УЗ;
• 
  мощность N = 30 кВт;
• 
  частота вращения n дв = 975 об/мин;
• 
  маховый момент GD 2 = 1.81 кг м 2 ;
• 
  масса m = 280 кг.
• 
  присоединительный диаметр вала d = 55 мм.

2.2. Расчет и подбор редуктора.

Делительный диаметр приводных звездочек определяю по формуле:

м, (2.3)

где: t - шаг приводной цепи;

z - число зубьев звездочки;

Предварительно принимаю t = 0.2 м и z = 6.

м.

Частоту вращения звездочек определяю по формуле:

об/мин. (2.4)

об/мин.

Передаточное число редуктора определяю по формуле:

(2.5)

Крутящий момент на выходном валу редуктора определяю по формуле:

Нм. (2.6)

Исходя из выше определенных величин принимаю двухступенчатый цилиндрический редуктор (:Приложение табл. 27):

• 
  тип редуктора - 1Ц2У-250;
• 
  передаточное число u = 25;
• 
  номинальный крутящий момент на выходном валу при тяжелом режиме M кр = 6300 Нм;
• 
  масса m = 320 кг.

Рисунок 3.

Таблица 1.

Все данные взяты из :Приложение табл. 29.

2.3. Окончательный расчет и подбор тяговой цепи.

Расчетное усилие в цепи определяю по формуле:

Н, (2.7)

где: S

Динамическую нагрузку на цепи определяю по формуле:

Н, (2.8)

Где:  = 1.0 - коэффициент, учитывающий уменьшение приведенной массы движущихся частей конвейера, выбирается согласно :стр.140 при L > 60 м.

Подставляя найденные значения в формулу 2.7 определяю:

Н.

Разрывное усилие цепи определяю по формуле:

Н (2.9)
Исходя из выше определенных величин принимаю пластинчатую цепь (:Приложение табл. 5):

• 
  тип цепи - М450 (ГОСТ 588-81);
• 
  шаг цепи t = 200 мм;
• 
  разрывное усилие S разр. = 450 кН.

Для проверки цепи на прочность произвожу расчет нагрузки на цепь в момент пуска конвейера.

Максимальное усилие в цепи при пуске конвейера определяю по формуле:

Н, (2.10)

где: S д.п - динамическое усилие цепи при пуске.

Динамическое усилие цепи при пуске определяю по формуле:

Н, (2.11)

где: m k - приведенная масса движущихся частей конвейера;

 - угловое ускорение вала электродвигателя.

Приведенную массу движущихся частей конвейера определяю по формуле

кг, (2.12)

где: k y = 0.9 - коэффициент, учитывающий упругое удлинение цепей (:стр.140);

k u = 0.6 - коэффициент, учитывающий уменьшение средней скорости вращающихся масс по сравнению со средней скоростью (:стр.140);

Gu = 1500 кгс - вес вращающихся частей конвейера (без привода), принимаю согласно :стр.140

Угловое ускорение вала электродвигателя определяю по формуле:

рад/с 2 , (2.13)

где: I пр - момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный к валу двигателя.

M п.ср - определяется по формуле:

H м, (2.14)

M п.ст - определяется по формуле:

H м, (2.15)

Момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный к валу двигателя определяю по формуле:

H м с 2 , (2.16)

Где: I р.м - момент инерции ротора электродвигателя и втулочно-пальцевой муфты, определяется по формуле:

H м с 2 , (2.17)

Где: I м = 0.0675 - момент инерции втулочно-пальцевой муфты.

Подставляя значения в формулы 2.10 ... 2.17 получаю максимальное усилие в цепи при пуске конвейера.

H м с 2

H м с 2

рад/с 2

2.4. Расчет натяжного устройства.

Принимаю натяжное устройство винтового типа.

Величина хода натяжного устройства зависит от шага цепи и определяется по формуле (:п. 5.1):

Общую длину винта принимаю L об = L +0.4 = 0.8 м.

Расчет произвожу по методике :п. 2.4

Принимаю материал для винта - сталь 45 с допускаемым напряжением на срез [ ] ср = 100 Н/мм 2 и пределом текучести  Т = 320 Н/мм 2 . Тип резьбы выбираю прямоугольный (ГОСТ 10177-82).

Принимаю материал для гайки - бронзу Бр. АЖ9-4 с допускаемым напряжением на срез [ ] ср = 30 Н/мм 2 , на смятие [ ] см = 60 Н/мм 2 , на разрыв  Р = 48 Н/мм 2 . Тип резьбы тот же.

Средний диаметр резьбы винта определяю по формуле:

мм, (2.19)

где:  = 2 - отношение высоты гайки к среднему диаметру (:стр.106);

[p ] = 10 Н/мм 2 - допускаемое напряжение в резьбе, зависящее от трущихся материалов, при трении стали по бронзе (:стр.106) [p ] = 8...12 Н/мм 2 ;

K = 1.3 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки натяжных витков (:стр.106);

мм

Внутренний диаметр резьбы определяю по формуле:

мм, (2.20)

Учитывая, что длинна винта большая и требуется большая устойчивость, принимаю d 1 = 36 мм.
Шаг резьбы определяю по формуле:

Уточненное значение среднего диаметра резьбы определяю по формуле:

Наружный диаметр резьбы определяю по формуле:

Угол подъема резьбы определяю по формуле:

Произвожу проверку надежности самоторможения, для чего должно выполняться условие:

, (2.25)

где: f = 0.1 - коэффициент трения стали по бронзе.

Условие выполняется.

Произвожу проверку на устойчивость. Условием устойчивости является (:стр.107):

, (2.26)

Где:  - коэффициент скольжения допускаемых напряжений сжатия, при расчете на устойчивость определяется как функция гибкости винта ().

[ -1 P ] - допускаемое напряжение сжатия.

Допускаемое напряжение сжатия определяю по формуле:

Н/мм 2 , (2.27)

Гибкость винта определяю по формуле:

, (2.28)

где:  =2 - коэффициент приведенной длинны (:стр.107).

Из :табл. 2.39 по известной гибкости винта нахожу  = 0.22. Подставляю полученные данные в условие 2.26:

Условие выполняется.

Так как винт работает на растяжение, то проверку на устойчивость производить не обязательно.

Произвожу проверку винта на прочность, условие прочности:

, (2.29)

где:
(определено выше);

M 1 - момент трения в резьбе (Н мм);

M 2 - момент трения в пяте (упоре) (Н мм);

Момент трения в резьбе определяю по формуле:

Момент трения в пяте определяю по формуле:

Н мм, (2.31)

где: d n = 20 мм - диаметр пяты, принимается меньше d 1 .

Подставляю полученные данные в условие 2.29:

Условие выполняется .

Высоту гайки определяю по формуле:

Количество витков резьбы в гайке определяю по формуле:

(2.33)

Произвожу проверку прочности резьбы гайки на срез, условие прочности:

(2.33)

Условие выполняется

Пружину натяжного устройства выбираю по методике :т.3 гл.2.

Остальные размеры натяжного устройства принимаю конструктивно.

2.5. Расчет валов и подбор подшипников.

2.5.1. Приводной вал.

В качестве материала вала принимаю сталь 45 (диаметр заготовки более 120 мм  В  1 = 0.43 B = 314 Н/мм 2 ,  -1 = 0.58  1 = 182 Н/мм 2

Ориентировочный минимальный диаметр вала определяю из расчета только на кручение по формуле:

мм, (2.34)

где: M = 5085 Нм - крутящий момент на валу (определен ранее);

[] k = 25 Н/мм 2 - допускаемое напряжение на кручение для стали 45 (:стр. 96).

мм.

Из стандартного ряда (ГОСТ 6636-69 R 40) выбираю ближайшее значение диаметра d пв = 100 мм. Принимаю этот диаметр под подшипники. Под крепление приводных звездочек принимаю диаметр d = 120 мм. Ширину ступицы приводной звездочки определяю исходя из необходимой длинны шпонки для передачи вращающего момента. Длину шпонки определяю из условия смятия и прочности:

, (2.35)

Где: l - длинна шпонки, мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h , b , t 1 , - размеры поперечного сечения шпонки, мм (выбираю из :табл. 6.9);

[ ] см­ - допустимое напряжение смятия, для стальных ступиц 100-120 Н/мм 2 .

Также, исходя из условия 2.35 определяю параметры шпонки для присоединительного конца вала, диаметр которого принимаю d = 95 мм и длину l = 115 мм (ограничения муфты). Значения всех геометрических размеров шпонок привожу в таблице 2.

Таблица 2.

* Применяю две шпонки, расположенные под углом 180 о.

Исходя из длинны шпонок под приводные звездочки, длину ступиц последних выбираю l ст = 200 мм.
Принимая во внимание выше перечисленные размеры, а также габариты крепежных элементов конструктивно принимаю расстояние между центрами подшипников 1300 мм.

Расчетная схема приводного вала и эпюра изгибающих моментов имеет вид (весом звездочек пренебрегаю):

Рисунок 4.

Где: R 1 и R 2 - реакции опор в подшипниках, Н;

P - нагрузка на звездочки, определяется по формуле:

Н. (2.36)

В связи с симметричностью схемы и нагрузок реакции опор R 1 = R 2 = P = 13495 Н.

Проверочный расчет вала на прочность .

Условием прочности вала является запас прочности, определяемый по формуле:

, (2.37)

Где: n  - запас прочности по нормальным напряжениям;

n  - запас прочности по тангенциальным напряжениям.

[n ] = 2.5 - минимально допустимый запас прочности.

Запас прочности по нормальным напряжениям, при условии отсутствия осевых нагрузок определяю по формуле:

, (2.38)

Где: k  = 1.75 эффективный коэффициент концентраций напряжений (:табл. 6.5);

  = 0.7 масштабный фактор для нормальных напряжений (:табл. 6.8);

  - амплитуда нормальных напряжений изгиба, Н/мм 2 , определяется по формуле:

, (2.39)

Где: W - момент сопротивления изгибу, мм 3 , определяется по формуле:

мм 3 (2.40)

Запас прочности по тангенциальным напряжениям определяю по формуле:

, (2.41)

Где: k  = 1.6 эффективный коэффициент концентраций напряжений кручения (:табл. 6.5);

  = 0.59 масштабный фактор для нормальных напряжений (:табл. 6.8);

  =  m - амплитуда и среднее напряжение, Н/мм 2 , определяется по формуле:

, (2.42)

Где: W к - момент сопротивления кручению, мм 3 , определяется по формуле:

мм 3 (2.43)

Подставляю значения в формулы 2.37 ... 2.43

Н/мм 2 .

Н/мм 2 .

Условие выполняется .

Подбор подшипников .

Так как при монтаже на раме конвейера отдельно стоящих корпусов подшипников имеет место нарушение их соосности и перекос вала выбираю шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные 1320 (ГОСТ 5720-75 и 8545-75) со следующими параметрами:

d = 100 мм (внутренний диаметр)

D = 215 мм (наружный диаметр)

B = 47 мм (ширина)

C = 113 кН (Динамическая грузоподъемность)

Проверяю подшипники по долговечности, которую определяю по формуле:

ч, (2.44)

Где: n = 39 об/мин - частота вращения вала;

P э - эквивалентная нагрузка на подшипник, при условии отсутствия осевых нагрузок определяется по формуле:

Н, (2.45)

Где: V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец (:стр. 117);

K T = 1 - температурный коэффициент (:табл. 7.1);

K  = 2.0 - коэффициент нагрузки (:табл. 7.2).

ч

Долговечность достаточная.
2.5.2. Вал натяжного устройства.

Расчет произвожу аналогично п. 2.5.1.

В качестве материала вала принимаю сталь 45 (диаметр заготовки более 100 мм :табл. 3.3), предел прочности  В = 730 Н/мм 2 , пределы выносливости:  1 = 0.43 B = 314 Н/мм 2 ,  -1 = 0.58  1 = 182 Н/мм 2

Диаметр вала конструктивно принимаю 0.8 от диаметра приводного вала d = 80 мм (:п. 5.3.1.)

Расчетная схема вала аналогична рис. 4.

Н.

Принимаю этот диаметр под подшипники. Под крепление приводных звездочек принимаю диаметр d = 100 мм. Ширину ступицы приводной звездочки принимаю конструктивно.

Проверку вала на прочность произвожу только по изгибающим напряжениям, т.к. момент на валу минимальный (31.4 Нм).

Н/мм 2 .

Запас более чем достаточный.

Подбор подшипников .

Так как при монтаже на раме конвейера отдельно стоящих корпусов подшипников имеет место нарушение их соосности и перекос вала выбираю шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные 1218 (ГОСТ 5720-75 и 8545-75) со следующими параметрами:

d = 800 мм (внутренний диаметр)

D = 160 мм (наружный диаметр)

B = 30 мм (ширина)

C = 44.7 кН (Динамическая грузоподъемность)

ч

Долговечность достаточная.

2.6. Расчет и подбор тормозного устройства и муфт.

При отключении конвейера в нагруженном состоянии из за наклона части конвейера вес груза создаст усилие, направленное в сторону противоположную движению полотна. Это усилие определяю по формуле (сопротивлением звездочек пренебрегаю):

Отрицательный значение силы означает, что сила трения элементов конвейера выше силы скатывания груза, а следовательно нет необходимости в применении тормозного устройства.

Для передачи момента от электродвигателя ко входному валу редуктора принимаю упругую втулочно-пальцевую муфту типа МУВП (ГОСТ 21424-75) с расточками полумуфт под вал двигателя (d дв = 55 мм) и под входной вал редуктора (конусная расточка d р1 = 40 мм).

Момент подводимый к валу электродвигателя равен отношению момента на выходном валу редуктора к передаточному числу редуктора M дв = 203.4 Нм.

С учетом запаса и габаритных размеров принимаю муфту с номинальным крутящим моментом M кр = 500 Нм, при этом максимальный (габаритный) диаметр муфты D = 170 мм, максимальная длинна L = 225 мм, количество пальцев n = 8, длинна пальца l = 66 мм, присоединительная резьба пальца М10. (Данные о муфте взяты из :Приложение табл. 42, 43.)

Для передачи момента от выходного вала редуктора к приводному валу принимаю зубчатую муфту типа МЗ (ГОСТ 5006-83) с конусной расточкой (исполнение К d р2 = 90 мм) для присоединения к выходному валу редуктора. Расточка муфты для присоединения к приводному валу цилиндрическая d = 95 мм с двумя шпоночными канавками.

Из предложенного перечня (:Приложение табл. 45) выбираю муфту с номинальным крутящим моментом M кр = 19000 Нм.

2.7. Расчет звездочек.

Известные параметры:

• 
  делительный диаметр звездочек d e = 400 мм;
• 
  количество зубьев z = 6;
• 
  шаг зубьев t = 200 мм.
• 
  диаметр роликов цепи D ц = 120 мм.

мм, (2.47)

где: К=0.7 - коэффициент высоты зуба (:т.2 табл. 31).

Диаметр окружности впадин определяю по формуле:

Смещение центров дуг впадин определяю по формуле:

e = 0.01 .. 0.05 t = 8 мм. (2.49)

Радиус впадин зубьев определяю по формуле:

r = 0.5(D ц - 0.05t ) = 50 мм. (2.50)

Половина угла заострения зуба  = 15 о (:т.2 табл. 31).

Угол впадины зуба  = 86 o (:т.2 табл. 31).

Радиус закругления головки зуба определяю по формуле:

Высоту прямолинейного участка профиля зуба определяю по формуле:

мм. (2.52)

Ширину зуба определяю по формуле:

b f = 0.9(50 - 10) - 1 = 35 мм. (2.53)

Ширину вершины зуба определяю по формуле:

b = 0.6b f = 21 мм. (2.54)

Диаметр венца определяю по формуле:

мм, (2.55)

где: d 5 = 150 мм - диаметр реборды катка цепи;

h = 70 мм - ширина пластины цепи.

2.8. Расчет некоторых конструктивных элементов конвейера.

В качестве несущей опоры для катков цепи выбираю швеллер 12 по ГОСТ 8240-89 с моментом сопротивления изгибу W x = 8.52 см 3 . Несущий швеллер опирается на сварные рамы, определяю расстояние между рамами:

Максимально допустимый изгибающий момент для швеллера 12 определяю по формуле:

С учетом того, что вся нагрузка распределяется на два швеллера максимальную длину пролета определяю по формуле (вывод формулы опускаю):

м. (2.57)

Для предотвращения чрезмерного прогиба несущего швеллера принимаю 3-х кратный запас прочности и длину пролета 1.2 м.
Радиус изгиба на переходе конвейера из наклонного участка в горизонтальный, исходя из шага цепи, согласно принимаю R = 3 м.

Литература.

1. Барышев А.И., Стеблянко В.Г., Хомичук В.А. Механизация ПРТС работ. Курсовое и дипломное проектирование транспортирующих машин: Учебное пособие/ Под общей редакцией А.И. Барышева - Донецк: ДонГУЭТ, 2003 - 471 с., ил.
2. Барышев А.И. , Механизация погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ в пищевой промышленности. Часть 2. Транспортирующие машины. - Донецк: ДонГУЭТ, 2000 - 145 с.
3. С.А. Чернавский Курсовое проектирование деталей машин, М.: Машиностроение, 1979. 351 с.
4. Ануфриев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя в трех томах, М.: Машиностроение, 2001.
5. Яблоков Б.В., Белов С.В Методические указания к курсовому проекту по подъемно-транспортным устройствам (пластинчатые конвейеры), Иваново, 2002 г.

Введение

Пластинчатые конвейеры предназначены для перемещения в горизонтальной плоскости или с небольшим наклоном (до 35 град) тяжелых (500 кг и более) штучных грузов, крупнокусковых, в т.ч. острокромчатых материалов, а также грузов, нагретых до высокой температуры. Пластинчатые конвейеры, стационарные или передвижные имеют те же основные узлы, что и ленточные.

Грузонесущий орган - металлический, реже деревянный, пластмассовый настил-полотно, состоящий из отдельных пластин, прикрепленных к 1 или 2 тяговым цепям (втулочно-роликовым). Настил может быть плоским, волнистым или коробчатого сечения, без бортов или с бортами. Тяговые цепи огибают приводные и натяжные звездочки, установленные на концах рамы. Различают пластинчатые конвейеры общего назначения (основной тип) и специальные Для увеличения производительности конвейеры с плоским настилом дополняют неподвижными бортами. Типовые пластинчатые конвейеры имеют производительностью до 2000 т/ч. Отдельный вид пластинчатых конвейеров, получивший наибольшее распространение в России в последние 15-20 лет, это конвейер с модульной лентой. Лента может быть как пластиковой, так и стальной. Широкий спектр выпускаемых лент определяет и большой диапазон их применения: от межоперационного транспорта и подачи продукта непосредственно до станка, до применения в пищевой промышленности, а также в сфере торговли.

1. Описание конструкции

Рисунок 1. Схема проектируемого конвейера:

сновные сборочные единицы пластинчатого конвейера: пластинчатое полотно, ходовые ролики, тяговый орган и натяжное устройство. Пластины полотна, имеющие в поперечном сечении прямоугольную или трапецеидальную форму, выполняют штампованными; толщина пластин для транспортирования угля 3-4 мм, для крупнокусковой скальной горной породы массы 6-8 мм. Xодовые ролики крепят к пластинам c помощью коротких консольных или сквозных осей. B качестве тягового органа, на котором закреплены пластины, применяют 1 или 2 пластинчатые или круглозвенные цепи. Изгибающийся конвейер имеет одну круглозвенную цепь. Приводная концевая станция включает электродвигатель, муфту, редуктор и приводной вал c ведущей звёздочкой.озможна установка промежуточных приводов гусеничного типа, y которых на приводной цепи закреплены кулаки, взаимодействующие co звеньями тяговой цепи конвейера. Hатяжное устройство, обычно расположено в хвостовой части конвейера. Достоинства пластинчатого конвейера: возможность транспортирования абразивной горной массы по криволинейной трассе с малыми радиусами закруглений; меньшие сопротивления перемещению и расход энергии, чем в скребковых конвейерах; возможность установки промежуточных приводов, что позволяет увеличить длину конвейера в одном составе.

Недостатки: высокая металлоёмкость, сложная конструкция пластинчатого полотна и трудность его очистки от остатков влажной и липкой горной массы, деформация пластин в процессе эксплуатации, что вызывает просыпание мелких фракций.

2. Расчет пластинчатого конвейера

.1 Определение ширины конвейера

Для расчета принимаем конвейер с волнистым полотном с бортами.

Ширину конвейера определяем по формуле:

м, (2.1)

где Q = 850 т/час - производительность конвейера;

u = 1,5 м/с - скорость движения полотна;

r = 2,7 т/м 3 - плотность транспортируемого груза;

K β =0,95 - коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера;

j = 45 о - угол естественного откоса груза в покое;

h = 0.16 м - высота бортов полотна, выбираем из номинального ряда;

y = 0.7 - коэффициент использования высоты бортов

Коэффициент K β определяем по формуле:

b =10 о - угол наклона конвейера.

Подставляем полученные значения в формулу (1.1)

Для транспортируемого материала, содержащего крупные куски до 10%

общего груза должно выполняться условие:

мм (2.3)

a max = 80 мм - наибольший размер крупных кусков.

Условие выполняется.

Окончательно выбираем ширину полотна из номинального ряда B = 400 мм

2.2 Определение нагрузок на транспортную цепь

Предварительно принимаем в качестве тягового органа конвейера

пластинчатую цепь типа ПВК (ГОСТ 588-81).

Погонную нагрузку от транспортируемого груза определяем по формуле:

(2.4)

Погонную нагрузку от собственного веса движущихся частей (полотна с цепями) определяем по формуле:

Н/м, (2.5)

A = 50 - коэффициент, принимаемый в зависимости от ширины полотна вида груза

Минимальное натяжение цепей для данного конвейера может быть в точках 1 или 3 (рис. 1). Минимальное натяжение будет в точке 3 если будет соблюдаться условие:

w = 0.08 - коэффициент сопротивления движению ходовой части на

прямолинейных участках

Условие не выполняется, следовательно минимальное натяжение будет в точке 1.

Принимаем минимальное натяжение цепей S min = S 1 = 1500 Н. Методом обхода по контуру по ходу полотна определяем натяжения в точках 1..6 (рис. 1) по методике, аналогичной .

k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании звездочки

Н.

Рисунок 2. Диаграмма натяжения тягового органа

3. Расчет элементов конвейера

.1 Расчет и подбор электродвигателя

Тяговое усилие привода определяю по формуле:

где k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании

звездочки

Установочную мощность электродвигателя определяю по формуле:

кВт, (3.2)

где h = 0.95 - КПД привода

k з = 1.1 - коэффициент запаса мощности

Принимаем электродвигатель с повышенным пусковым моментом серии 4А

тип двигателя - 4АР200L6УЗ;

мощность N = 30 кВт;

частота вращения n дв = 975 об/мин;

маховый момент GD 2 = 1.81 кг м 2 ;

масса m = 280 кг.

присоединительный диаметр вала d = 55 мм.

3.2 Расчет и выбор редуктора

Делительный диаметр приводных звездочек определяем по формуле:

где t - шаг приводной цепи;

z - число зубьев звездочки;

Предварительно принимаем t = 0.2 м и z = 6.

м.

Частоту вращения звездочек определяем по формуле:

Об/мин. (3.4)

об/мин.

Передаточное число редуктора определяем по формуле:

(3.5)

U

Крутящий момент на выходном валу редуктора определяем по формуле:

Нм. (3.6)

М

Исходя из выше определенных величин принимаем двухступенчатый цилиндрический редуктор

тип редуктора - 1Ц2У-250;

передаточное число u = 25;

номинальный крутящий момент на выходном валу при тяжелом режиме M кр = 6300 Нм;

масса m = 320 кг.

Входной и выходной валы имеют конические присоединительные концы под муфты (рис. 3), их основные размеры приведены в таблице 1.

Рисунок 3. Схема насаживания деталей на вал.

Таблица 1. Геометрические параметры валов

3.3 Расчет и подбор тяговой цепи

Расчетное усилие в цепи определяем по формуле:

Н, (3.7)

Динамическую нагрузку на цепи определяем по формуле:

Н, (3.8)

где y = 1.0 - коэффициент, учитывающий уменьшение приведенной массы движущихся частей конвейера, выбирается согласно при L > 60 м.

Подставляя найденные значения в формулу (3.7) получаем:

Н.

Разрывное усилие цепи определяем по формуле:

Исходя из выше определенных величин принимаем пластинчатую цепь

тип цепи - М450 (ГОСТ 588-81);

шаг цепи t = 200 мм;

разрывное усилие S разр. = 450 кН.

Для проверки цепи на прочность произведём расчет нагрузки на цепь в момент пуска конвейера.

Максимальное усилие в цепи при пуске конвейера определяем по формуле:

Н, (3.10)

где S д.п - динамическое усилие цепи при пуске.

Динамическое усилие цепи при пуске определяем по формуле

Н, (3.11)

где m k - приведенная масса движущихся частей конвейера;

Приведенную массу движущихся частей конвейера определяю по формуле

кг, (3.12)

где k y = 0.9 - коэффициент, учитывающий упругое удлинение цепей

k u = 0.6 - коэффициент, учитывающий уменьшение средней скорости

вращающихся масс по сравнению со средней скоростью.

Gu = 1500 кгс - вес вращающихся частей конвейера (без привода), принимаем согласно

Угловое ускорение вала электродвигателя определяем по формуле:

рад/с 2 , (3.13)

где I пр - момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный к валу двигателя.

M п.ср - определяется по формуле:

H м, (3.14)

M п.ст - определяется по формуле:

H м, (3.15)

Момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный к валу двигателя определяем по формуле:

H м с 2 , (3.16)

где I р.м - момент инерции ротора электродвигателя и втулочно-пальцевой муфты, определяется по формуле:

H м с 2 , (3.17)

где I м = 0.0675 - момент инерции втулочно-пальцевой муфты.

Подставляя значения в формулы 3.10… 3.17 получаем максимальное усилие в цепи при пуске конвейера.

H м с 2

H м с 2

рад/с 2

3.4 Расчет натяжного устройства

Принимаем натяжное устройство винтового типа.

Величина хода натяжного устройства зависит от шага цепи и определяется по формуле

Общую длину винта принимаем L об = L+0.4 = 0.8 м.

Принимаем материал для винта - сталь 45 с допускаемым напряжением на срез σ ср = 100 Н/мм 2 и пределом текучести s Т = 320 Н/мм 2 . Тип резьбы выбираю прямоугольный (ГОСТ 10177-82).

Принимаем материал для гайки - бронзу Бр. АЖ9-4 с допускаемым напряжением на срез σ ср = 30 Н/мм 2 , на смятие σ см = 60 Н/мм 2 , на разрыв s Р = 48 Н/мм 2 . Тип резьбы тот же.

Средний диаметр резьбы винта определяем по формуле:

мм, (3.19)

где y = 2 - отношение высоты гайки к среднему диаметру

[p] = 10 Н/мм 2 - допускаемое напряжение в резьбе, зависящее от трущихся материалов, при трении стали по бронзе [p] = 8…12 Н/мм 2 ;

K = 1.3 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки натяжных витков

мм

Внутренний диаметр резьбы определяем по формуле:

Мм, (3.20)

Учитывая, что длина винта большая и требуется большая устойчивость, принимаем d 1 = 36 мм.

Шаг резьбы определяем по формуле:

мм (3.21)

Уточненное значение среднего диаметра резьбы определяем по формуле:

мм (3.22)

Наружный диаметр резьбы определяем по формуле:

Мм (3.23)

Угол подъема резьбы определяем по формуле:

Производим проверку надежности самоторможения, для чего должно выполняться условие:

, (3.25)

где f = 0.1 - коэффициент трения стали по бронзе.

Условие выполняется.

Производим проверку на устойчивость.

, (3.26)

где j - коэффициент скольжения допускаемых напряжений сжатия, при расчете на устойчивость определяется как функция гибкости винта (l).

Допускаемое напряжение сжатия.

Допускаемое напряжение сжатия определяем по формуле:

Н/мм 2 , (3.27)

Гибкость винта определяем по формуле:

, (3.28)

где m =2 - коэффициент приведенной длины

По известной гибкости винта нахожу j = 0.22. Подставляем полученные данные в условие 2.26:

Условие выполняется.

Так как винт работает на растяжение, то проверку на устойчивость производить не обязательно.

Производим проверку винта на прочность, условие прочности:

, (3.29)

где (определено выше);

M 1 - момент трения в резьбе (Н мм);

M 2 - момент трения в пяте (упоре) (Н мм)

Момент трения в резьбе определяем по формуле:

Н м (3.30)

Момент трения в пяте определяю по формуле:

Н мм, (3.31)

где d n = 20 мм - диаметр пяты, принимается меньше d 1 .

Подставляем полученные данные в условие 3.29:

Условие выполняется.

Высоту гайки определяем по формуле:

Мм (3.32)

Количество витков резьбы в гайке определяем по формуле:

Производим проверку прочности резьбы гайки на срез, условие прочности:

Условие выполняется

3.5 Расчет валов

Приводной вал

В качестве материала вала принимаем сталь 45, предел прочности

s В = 730 Н/мм 2 , пределы выносливости: s -1 = 0.43s B = 314 Н/мм 2 , t -1 = 0.58 s - 1 = 182 Н/мм 2

Ориентировочный минимальный диаметр вала определяю из расчета только на кручение по формуле:

мм, (3.34)

где M = 5085 Нм - крутящий момент на валу

25 Н/мм 2 - допускаемое напряжение на кручение для стали 45

мм.

Из стандартного ряда (ГОСТ 6636-69 R40) выбираем ближайшее значение диаметра d пв = 100 мм. Принимаем этот диаметр под подшипники. Под крепление приводных звездочек принимаем диаметр d = 120 мм. Ширину ступицы приводной звездочки определяем исходя из необходимой длины шпонки для передачи вращающего момента.

Длину шпонки определяем из условия смятия и прочности:

, (3.35)

где l - длина шпонки, мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h, b, t 1 , - размеры поперечного сечения шпонки, мм

[s] см - допустимое напряжение смятия, для стальных ступиц 100-120 Н/мм 2 .

Также, исходя из условия 3.35 определяем параметры шпонки для присоединительного конца вала, диаметр которого принимаем d = 95 мм и длину l = 115 мм. Значения всех геометрических размеров шпонок заносим в таблицу 2.

Таблица 2. Геометрические параметры валов

* Применяем две шпонки, расположенные под углом 180 о.

Исходя из длины шпонок под приводные звездочки, длину ступиц последних выбираем l ст = 200 мм.

Расчетная схема приводного вала и эпюра изгибающих моментов имеет вид

Рисунок 4.эпюры моментов

где R 1 и R 2 - реакции опор в подшипниках, Н;

P - нагрузка на звездочки, определяется по формуле:

Н. (3.36)

В связи с симметричностью схемы и нагрузок реакции опор

R 1 = R 2 = P = 13495 Н.

Расчет производим аналогично п. 2.5.1.

В качестве материала вала принимаем сталь 45 (диаметр заготовки более 100 мм), предел прочности s В = 730 Н/мм 2 , пределы выносливости: s -1 = 0.43s B = 314 Н/мм 2 , t -1 = 0.58 s - 1 = 182 Н/мм 2

Диаметр вала конструктивно принимаем 0.8 от диаметра приводного вала d = 80 мм

Расчетная схема вала аналогична рис. 4.

Н.

Принимаем этот диаметр под подшипники. Под крепление приводных звездочек принимаем диаметр d = 100 мм. Ширину ступицы приводной звездочки принимаем конструктивно.

3.6 Выбор подшипников

Так как при монтаже на раме конвейера отдельно стоящих корпусов подшипников имеет место нарушение их соосности и перекос вала выбираем шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные 1320 (ГОСТ 5720-75 и 8545-75) со следующими параметрами:

d = 100 мм (внутренний диаметр)

D = 215 мм (наружный диаметр)

B = 47 мм (ширина)

C = 113 кН (Динамическая грузоподъемность)

Проверяем подшипники по долговечности, которую определяю по формуле:

ч, (3.37)

где n = 39 об/мин - частота вращения вала;

P э - эквивалентная нагрузка на подшипник, при условии отсутствия осевых нагрузок определяется по формуле:

Н, (3.38)

где V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец

K T = 1 - температурный коэффициент

K s = 2.0 - коэффициент нагрузки

ч. Долговечность достаточна

Так как при монтаже на раме конвейера отдельно стоящих корпусов подшипников имеет место нарушение их соосности и перекос вала выбираю шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные 1218 (ГОСТ 5720-75 и 8545-75) со следующими параметрами:

d = 800 мм (внутренний диаметр)

D = 160 мм (наружный диаметр)

B = 30 мм (ширина)

C = 44.7 кН (Динамическая грузоподъемность)

ч. Долговечность достаточная.

По произведённым расчётам определяем, что подшипники будут работать в течении всего срока эксплуатации.

.7 Расчет и выбор тормозного устройства и муфт

При отключении конвейера в нагруженном состоянии из за наклона части конвейера вес груза создаст усилие, направленное в сторону противоположную движению полотна. Это усилие определяем по формуле

Н. (3.39)

Отрицательный значение силы означает, что сила трения элементов конвейера выше силы скатывания груза, а следовательно нет необходимости в применении тормозного устройства.

Для передачи момента от электродвигателя ко входному валу редуктора принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту типа МУВП (ГОСТ 21424-75) с расточками полумуфт под вал двигателя (d дв = 55 мм) и под входной вал редуктора (конусная расточка d р1 = 40 мм).

Момент подводимый к валу электродвигателя равен отношению момента на выходном валу редуктора к передаточному числу редуктора M дв = 203.4 Нм.

С учетом запаса и габаритных размеров принимаем муфту с номинальным крутящим моментом M кр = 500 Нм, при этом максимальный (габаритный) диаметр муфты D = 170 мм, максимальная длинна L = 225 мм, количество пальцев n = 8, длинна пальца l = 66 мм, присоединительная резьба пальца М10.

Для передачи момента от выходного вала редуктора к приводному валу принимаю зубчатую муфту типа МЗ (ГОСТ 5006-83) с конусной расточкой (исполнение К d р2 = 90 мм) для присоединения к выходному валу редуктора. Расточка муфты для присоединения к приводному валу цилиндрическая d = 95 мм с двумя шпоночными канавками.

Выбираем муфту с номинальным крутящим моментом M кр = 19000 Нм.

.8 Расчет звездочек

Известные данные для расчёта:

делительный диаметр звездочек d e = 400 мм;

количество зубьев z = 6;

шаг зубьев t = 200 мм.

диаметр роликов цепи D ц = 120 мм.

Диаметр наружной окружности определяем по формуле:

мм, (3.40)

где К=0.7 - коэффициент высоты зуба

Диаметр окружности впадин определяем по формуле:

Мм, (3.41)

Смещение центров дуг впадин определяем по формуле:

e = 0.01. 0.05 t = 8 мм. (3.42)

Радиус впадин зубьев определяем по формуле:

r = 0.5 (D ц - 0.05t) = 50 мм. (3.44)

Радиус закругления головки зуба определяем по формуле:

Мм. (3.45)

Высоту прямолинейного участка профиля зуба определяю по формуле:

мм. (3.46)

Ширину зуба определяю по формуле:

b f = 0.9 (50 - 10) - 1 = 35 мм. (3.47)

Ширину вершины зуба определяю по формуле:

b = 0.6b f = 21 мм. (3.48)

Диаметр венца определяю по формуле:
Выполнив курсовой проект мы спроектировали цепной, пластинчатый конвейер со следующими параметрами:

Производительность Q =850 т/час;

Скорость движения полотна u = 1,5 м/с;

Длина конвейера l = 90 м;

Длина горизонтального участка l г = 25 м;

Угол наклона конвейера β = 10 o ;

Плотность транспортируемого груза r = 2,7 т/м 3

Также рассчитали его основные элементы, проверили их на прочность и на долговечность.

Библиографический список

1. Барышев А.И., Стеблянко В.Г., Хомичук В.А. Механизация ПРТС работ. Курсовое и дипломное проектирование транспортирующих машин: Учебное пособие/ Под общей редакцией А.И. Барышева - Донецк: ДонГУЭТ, 2003 - 471 с., ил.

Барышев А.И., Механизация погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ в пищевой промышленности. Часть 2. Транспортирующие машины. - Донецк: ДонГУЭТ, 2000 - 145 с.

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин, М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

Ануфриев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя в трех томах, М.: Машиностроение, 2001.

Яблоков Б.В., Белов С.В Методические указания к курсовому проекту по подъемно-транспортным устройствам (пластинчатые конвейеры), Иваново, 2002 г.

Параметры и производительность ленточно-цепного конвейера определяются так же, как и ленточного (см. гл. 6).

В качестве тягового элемента чаще всего применяют сварные комбинированные цепи (табл. III.1.10), пластинчатые (табл. III. 1.11), реже - роликовые и специальные цепи. Несущим элементом служит конвейерная лента по ГОСТ 20-76 (см. параграф 4.4).

Во избежание проскальзывания цепи по ленте должно быть выдержано условие:

где b - угол наклона конвейера, град; f - коэффициент трения между лентой и площадкой цепи: f = 0,3...0,4; w - коэффициент сопротивления движению ленты по боковым роликам: w = 0,04...0,05; k c - коэффициент распределения нагрузки на опорную площадку цепи: k c » 0,45...0,5.

Тяговый расчет конвейера ведется методом обхода по контуру (см. параграф 5.2).

Расчет пластинчатых крутонаклонных конвейеров производится по методике, изложенной в параграфах 8.2 и 8.3. Ширина настила конвейера с бортами определяется по формуле (8.5), и из табл. 7.8 выбираются основные параметры ходовой части конвейера.

Табл. 7.8. Параметры ходовой части пластинчатых конвейеров, имеющих настил с бортами

Глава 8. ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОНВЕЙЕРЫ

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Рис. 8.2. Типы пластинчатых конвейеров (к табл. 8.1)

Табл. 8.1. Типы пластинчатых конвейеров (ГОСТ 22281-76) и область их применения

Табл. 8.2. Основные размеры пластинчатых конвейеров (ГОСТ 22281-76)

* Для конвейеров типа БВ, КМ и КГ - по внутреннему размеру.

** Внутренний размер.

Табл. 8.3. Скорость движения ходовой части и номинальная производительность пластинчатых конвейеров (ГОСТ 22281-76)

Пластинчатые конвейеры бывают двух исполнений: с ходовой частью с катками; с ходовой частью без катков - катки (опорные ролики) являются элементом металлоконструкции.

Настил и борта. Ширина настила (мм) при транспортировании насыпных грузов принимается из условия

где k – коэффициент: для сортированного груза k = 2,7; для рядового груза k = 1,7; а¢ - наибольший размер типичного куска груза, мм [см. формулы (4.2)...(4.4)].

Ширина настила при транспортировании штучных грузов должна удовлетворять условию

где b 1 - наибольший поперечный размер груза (рис. 8.3) мм; В 1 - запас ширины настила: для безбортовых конвейеров В 1 = 50...100 мм, для бортовых В 1 = 100...150 мм.

Высота бортов при транспортировании насыпных грузов выбирается из табл. 8.4 с учетом данных табл. 8.5.

Высота бортов h при транспортировании штучных грузов принимается 100...160 мм.

Полученные ширина настила и высота бортов должны быть округлены до ближайших размеров по ГОСТ 22281-76 (см. табл. 8.2). Цепи тяговые. Для пластинчатых конвейеров тяговые цепи выбираются согласно данным таблиц III.1.11...III.1.14. Шаг цепей назначается в зависимости от ширины настила (табл. 8.6). Скорость ходовой части (полотна) пластинчатых конвейеров выбирается в зависимости от ширины настила согласно рекомендациям табл. 8.7. Угол наклона. Наибольший угол наклона пластинчатого конвейера при транспортировании насыпных грузов выбирается по табл. 8.8.

Рис. 8.3. Расположение штучных грузов на настиле конвейера: а - при автоматической укладке; б - при ручной укладке

Примечание. Предпочтительны размеры, помещенные между линиями.

Табл. 8.8. Наибольшие допустимые углы наклона пластинчатых конвейеров при транспортировании сыпучих грузов

* r - угол трения груза (настил в движении), град.

При этом необходимо, чтобы угол наклона конвейера

где j д - угол естественного откоса груза в движении, град [см. 4.6)].

Натяжное устройство. Ход натяжного устройства выбирается в зависимости от шага тяговых цепей (табл. 8.9).

Загрузочные воронки. Основные размеры загрузочной воронки для пластинчатых конвейеров (рис. 8.4) в зависимости от ширины настила можно принимать по табл. 8.10.

Условное обозначение пластинчатого конвейера. Условное обозначение стационарного пластинчатого конвейера общего назначения, согласно ГОСТ 22281-76, содержит наименование изделия («конвейер пластинчатый») обозначение типа конвейера и исполнения, ширину настила ходовой части (см) и обозначение стандарта.

Например, стационарный пластинчатый конвейер общего назначения бортовой волнистый (БВ), исполнения 1, с шириной настила ходовой части В = 800 мм обозначается:

Конвейер пластинчатый БВ-1-80 ГОСТ 22281-76.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПЛАСТИНЧАТОГО КОНВЕЙЕРА

Ширина настила без бортов (м) при транспортировании насыпных грузов

где h - высота борта (см. параграф 8.2), м; y - коэффициент, характеризующий степень использования высоты борта, y = 0,65...0,8.

Полученная ширина настила уточняется согласно указаниям параграфа 8.2.

Тяговая сила конвейера (Н)

где F min - наименьшее натяжение цепей (см. параграф 5.2), Н; w - коэффициент сопротивления пластинчатого конвейера (табл. 8.12); q - погонная масса груза на конвейере [формулы (5.3) и (5.11)], кг/м; L - длина горизонтальной проекции загруженной части рабочей ветки конвейера, м; q х.ч - погонная масса ходовой части конвейера, кг/м; L г - длина горизонтальной проекции конвейера, м; Н - высота подъема груза, м; F б - сопротивление трения груза о неподвижные борта [формула (8.8)], Н; F п.р - сопротивление плужкового разгрузчика [формула (5.30)].

Табл. 8.11. Значения коэффициента k b [к формулам (8.4) и (8.5)]

Табл. 8.12. Значения коэффициента сопротивления w для пластинчатых конвейеров

* Большие значения принимаются при путях с центрирующими устройствами, предохраняющими цепь от сдвига.

** При работе в зимних условиях в неотапливаемом помещении или на открытом воздухе приведенные значения увеличиваются в 1,5 раза.

В формуле (8.6) знак плюс перед qH принимается при подъеме груза, знак минус - при его опускании.

Сопротивление трения насыпных грузов о неподвижные борта (Н)

где f - коэффициент трения насыпного груза о стенки борта (табл. 4.1); h p - рабочая высота борта (по высоте груза), м; r - насыпная плотность груза, т/м 3 (см. табл. 4.1); l б - длина бортов, м.

Погонная масса ходовой части конвейера определяется по каталогу.

Приближенно погонную массу (кг/м) ходовой части конвейера можно принять

где В - ширина настила, м; К - см. табл. 8.13.

Мощность на приводном валу конвейера (кВт)

Табл. 8.14. Значения коэффициента k 1 [к формуле (8.11)]

Мощность двигателя для привода конвейера определяется по формуле (6.19).

Максимальное статическое натяжение тягового органа

где F min - наименьшее натяжение тягового органа (1000...3000 Н).

где L - длина конвейера, м; z - число зубьев ведущей звездочки тяговой цепи; t - шаг тяговой цепи, м; k 1 - коэффициент приведения массы (учитывающий, что не все элементы конвейера движутся с максимальным ускорением, а также - влияние упругости цепи) (табл. 8.14).

При скорости полотна до 0,2 м/с динамические нагрузки на цепи можно не учитывать.

Расчетное натяжение тягового органа

Для одноцепного тягового органа F = F расч.

где k - коэффициент запаса прочности цепи: для горизонтальных конвейеров k = 6…8, с наклонными участками - k = 8...10.

Расчет пластинчатого конвейера

Определение ширины конвейера

Для расчета принимаем конвейер с волнистым полотном с бортами.

Ширину конвейера определяем по формуле:

где Q = 850 т/час - производительность конвейера;

1,5 м/с - скорость движения полотна;

2,7 т/м 3 - плотность транспортируемого груза;

K в =0,95 - коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера;

45 о - угол естественного откоса груза в покое;

h = 0.16 м - высота бортов полотна, выбираем из номинального ряда;

0.7 - коэффициент использования высоты бортов

Коэффициент K в определяем по формуле:

10 о - угол наклона конвейера.

Подставляем полученные значения в формулу (1.1)

Для транспортируемого материала, содержащего крупные куски до 10%

общего груза должно выполняться условие:

a max = 80 мм - наибольший размер крупных кусков.

Условие выполняется.

Окончательно выбираем ширину полотна из номинального ряда B = 400 мм

Определение нагрузок на транспортную цепь

Предварительно принимаем в качестве тягового органа конвейера

пластинчатую цепь типа ПВК (ГОСТ 588-81).

Погонную нагрузку от транспортируемого груза определяем по формуле:

Погонную нагрузку от собственного веса движущихся частей (полотна с цепями) определяем по формуле:

A = 50 - коэффициент, принимаемый в зависимости от ширины полотна вида груза

Минимальное натяжение цепей для данного конвейера может быть в точках 1 или 3 (рис. 1). Минимальное натяжение будет в точке 3 если будет соблюдаться условие:

0.08 - коэффициент сопротивления движению ходовой части на

прямолинейных участках

Условие не выполняется, следовательно минимальное натяжение будет в точке 1.

Принимаем минимальное натяжение цепей S min = S 1 = 1500 Н. Методом обхода по контуру по ходу полотна определяем натяжения в точках 1..6 (рис. 1) по методике, аналогичной .

k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании звездочки

Рисунок 2. Диаграмма натяжения тягового органа

Расчет элементов конвейера

Расчет и подбор электродвигателя

Тяговое усилие привода определяю по формуле:

где k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании

звездочки

Установочную мощность электродвигателя определяю по формуле:

где = 0.95 - КПД привода

k з = 1.1 - коэффициент запаса мощности

Принимаем электродвигатель с повышенным пусковым моментом серии 4А

тип двигателя - 4АР200L6УЗ;

мощность N = 30 кВт;

частота вращения n дв = 975 об/мин;

маховый момент GD 2 = 1.81 кг м 2 ;

масса m = 280 кг.

присоединительный диаметр вала d = 55 мм.

Расчет и выбор редуктора

Делительный диаметр приводных звездочек определяем по формуле:

где t - шаг приводной цепи;

z - число зубьев звездочки;

Предварительно принимаем t = 0.2 м и z = 6.

Частоту вращения звездочек определяем по формуле:

об/мин. (3.4)

Передаточное число редуктора определяем по формуле:

Крутящий момент на выходном валу редуктора определяем по формуле:

Исходя из выше определенных величин принимаем двухступенчатый цилиндрический редуктор

тип редуктора - 1Ц2У-250;

передаточное число u = 25;

номинальный крутящий момент на выходном валу при тяжелом режиме M кр = 6300 Нм;

масса m = 320 кг.

Входной и выходной валы имеют конические присоединительные концы под муфты (рис. 3), их основные размеры приведены в таблице 1.

Рисунок 3. Схема насаживания деталей на вал.

Таблица 1. Геометрические параметры валов

РАСЧЕТНА РАБОТА

ПЛАСТИНЧАТЫЙ КОНВЕЙЕР

1.1 Цель работы

Изучить конструкции, общие сведения, принципы действия конвейеров и методы определения основных параметров.

1.2 Определение пластинчатого конвейера

Транспортирующими называют технические средства непрерывного действия для перемещения массовых сыпучих и штучных грузов по определенным линейным трассам. Их делят на конвейеры и устройства трубопроводного транспорта.

По принципу действия различают конвейеры, в которых груз перемещается в результате механического контакта с транспортирующим элементом (лента, пластина, ковш, скребок, шнек, ролики), и пневмотранспортные установки, в которых перемещение сыпучего груза осуществляется самотеком или потоком сжатого воздуха.

Пластинчатый конвейер - транспортирующее устройство с грузонесущим полотном из стальных пластин, прикрепленным к цепному тяговому органу.

При транспортировании материалов с острыми кромками (для подачи крупнокускового камня в дробилки) применяют пластинчатые конвейеры, у которых тяговым органом являются две бесконечные цепи, огибающие приводные и натяжные звездочки. К тяговым цепям прикрепляют металлические пластины, перекрывающие друг друга и исключающие просыпание материала между ними (рисунок 1.2). Допустимый угол наклона пластинчатого конвейера с плоскими пластинами меньше чем у ленточного, т.к. угол трения материала грузов о металл в 2,5÷3,0 раза меньше, чем о резинотканевую ленту. Фасонные пластины, имеющие поперечные выступы на рабочих поверхностях, позволяют увеличить угол наклона конвейера. Пластинчатые конвейеры применяют также для перемещения горячих материалов, деталей и изделий на заводах строительных конструкций.

Характеристики пластинчатых конвейеров:

· толщина пластин – от 3 мм

· ширина полотна – от 500 мм

· скорость движения полотна – от 0.6 м/с

· производительность – от 250 до 2000 т/ч

· угол наклона установки – до 45º

Рабочие инструменты пластинчатых конвейеров:

· пластичное полотно

· ходовые ролики

· тяговый орган

· приводная станция

Преимущества:

· возможность транспортирования более широкого (по сравнению с ленточными конвейерами) ассортимента грузов;

· способность транспортирования грузов по трассе с крутыми подъёмами (до 35°-45°, а с ковшеобразными пластинами - до 65°-70°);

· возможность транспортирования грузов по сложной пространственной траектории;

· высокая надёжность.

Недостатки:

· малая скорость движения грузов (до 1,25 м/с);

· как и у других цеплных конвейеров:

· -большая погонная масса конвейера;

· -сложность и дороговизна эксплуатации из-за наличия большого количества шарнирных элементов в цепях, требующих регулярной смазки;

· -больший расход энергии на единицу массы транспортируемого груза.

Пластинчатый конвейер применяется для перемещения штучных грузов, по данному условию необходимо вычислить основные характеристики представленного конвейера.

Рисунок 1.9 – Схема пластинчатого конвейера

Исходные данные:

Конвейер пластинчатый с безбортовым плоским настилом;

а=400 мм – размер груза;

Q ГР =1,10 кН – вес груза;

П=1350 кН/час – производительность конвейера;

L =40 м – длина конвейера;

Условия работы - тяжелые

1.3.1 Определяем ширину настила В Н :

=400+100=500 (мм) (1.1)

где: а=400 мм – заданный размер груза;

А=100 мм – запас ширины настила.

Скорость полотна υ , м/сек , пластинчатого конвейера выбираем по таблице 1.10, по ширине настила

Следовательно υ =0,4 м/сек.

В качестве тягового органа используются две пластинчатые втулочно-катковые разборные цепи ВКГ со специальными пластинами с шагом t =320 мм (согласно таблице 1.11), по ширине настила В Н =500 мм , и с разрушающей нагрузкой S Р =500 кН.

Таблица 1.11 – Размеры шагов пластинчатых цепей

Определяем погонную весовую нагрузку от груза q , кН/м :

где: П=1350 кН/час – производительность конвейера;м ), (1.3)

где: Q ГР =1,10 кН – вес одного груза;

q=0,9375 кН/м – погонная весовая нагрузка.

Принимаем значение шага t ГР , м , с округлением в большую сторону. Тогда t ГР =1,17 м.

Вычисляем погонную нагрузку от ходовой части конвейера q К , кН/м , с помощью эмпирической формулы для тяжелых условий работы настила:

Ширина настила без бортов,

1,0 и более

Из таблицы 1.13 выбираем коэффициент сопротивления движению ω , в предположении, что диаметр валика цепи более 20 мм . Следовательно ω=0,120.

где: кН - наименьшее натяжение цепей;

ω=0,120 – коэффициент сопротивления движению;

q=0,9375

q К =0.98

L=40 м – длина конвейера;

Н=0 м – высота подъема;

W Б – сопротивление трения груза о неподвижные борта, кН , (так как борта в данном случае отсутствуют, то W Б =0 );

W П.Р. – сопротивление плужкового погрузчика, кН , (так как погрузка осуществляется через концевой барабан, то W П.Р =0 ).