(Kursarbeit)

n7.doc

Option 10

Vervollständigen Sie die Konstruktion eines Kettenplattenförderers (KCP 15) mit folgenden Eigenschaften:

• 
  Leistung Q= 250 t/Stunde;
• 
  Webgeschwindigkeit  = 0,8 m/s;
• 
  Förderbandlänge l= 90 m;
• 
  Länge des horizontalen Abschnitts l G= 40 m;
• 
  Neigungswinkel des Förderers  = 7 o;
• 
  Dichte der transportierten Ladung  = 0,9 t/m3.

Selbstakzeptierte Parameter, die nicht in der Aufgabe angegeben sind:

Die Aufgabe gibt nicht die Art der zu bewegenden Ladung an. Aufgrund der angegebenen Dichte (0,9 t/m3) kann davon ausgegangen werden, dass es sich bei der Ladung um Zucker handelt, es ist jedoch unwahrscheinlich, dass ein Förderer mit einer so hohen Kapazität (250 t/Stunde) für den Transport von Zucker oder anderen Lebensmitteln verwendet wird .

Förderer mit ähnlicher Leistung werden im Steinkohlenbergbau beispielsweise in Streben oder Förderstollen zum Transport von Rohkohle eingesetzt. Daher akzeptiere ich Rohkohle als transportierte Ladung; die Dichte der Rohkohle erfüllt die Aufgabenbedingungen.
Schema des entworfenen Förderers:

Bild 1.

1. Vorläufige Berechnung.

Für die Berechnung gehe ich von einem Förderer mit Wellengurt mit Seitenwänden aus.

Ich führe die Berechnung nach der in: S. 10 beschriebenen Methode durch. 3.2.

1.1. Bestimmen der Breite des Förderers.

Die Breite des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

m, (1.1)

Wo: Q= 250 t/Stunde - Förderproduktivität;

 = 0,8 m/s – Geschwindigkeit der Bahn;

 = 0,9 t/m 3 - Dichte der transportierten Ladung;

K  - Koeffizient unter Berücksichtigung des Neigungswinkels des Förderers;

 = 40 o - Böschungswinkel der Last im Ruhezustand (Anhang Tabelle 2);

H= 0,16 m - die Höhe der Seiten der Leinwand, ich wähle aus dem Nennbereich;

 = 0,7 - Nutzungskoeffizient der Seitenhöhe (: Seite 137).

Koeffizient K  bestimmt durch die Formel:

, (1.2)

Wo:  = 7 o - Neigungswinkel des Förderers.

Indem ich die erhaltenen Werte in Formel 1.1 einsetze, bestimme ich die Breite der Leinwand:

Für transportiertes Material, das große Stücke bis zu 10 % der Gesamtladung enthält, muss folgende Bedingung erfüllt sein:

mm, (1,3)

Wo: A max= 80 mm – die größte Größe großer Stücke (: Seite 136).

Die Bedingung ist erfüllt.

Schließlich wähle ich die Breite der Leinwand aus dem Nennbereich B= 650 mm (: Tabelle 3.6)
1.2. Ermittlung der Belastungen der Transportkette.

Als Zugelement des Förderers akzeptiere ich zunächst eine Lamellenkette vom Typ PVK (GOST 588-81).
Die lineare Belastung durch die transportierte Ladung wird durch die Formel bestimmt:

N/m (1,4)

Die lineare Belastung aus dem Eigengewicht beweglicher Teile (Bahnen mit Ketten) wird nach folgender Formel ermittelt:

N/m, (1,5)

Wo: A= 50 - Koeffizient abhängig von der Bahnbreite und der Art der Ladung (Tabelle 3.5).

Die minimale Kettenspannung für einen bestimmten Förderer kann an den Punkten 1 oder 3 liegen (Abb. 1). Die Mindestspannung liegt bei Punkt 3, wenn folgende Bedingung erfüllt ist:

Wo:  = 0,08 - Widerstandskoeffizient gegen Bewegung des Fahrgestells auf geraden Abschnitten (Tabelle 3.7).

Die Bedingung ist nicht erfüllt, daher liegt die Mindestspannung bei Punkt 1.

Ich akzeptiere die minimale Kettenspannung S Mindest = S 1 = 1500 N. Mit der Methode des Gehens entlang der Kontur entlang der Bahn bestimme ich die Spannung an den Punkten 1..6 (Abb. 1) mit einer Methode ähnlich: Abschnitt 3.2.

Wo: k:S.138).

Spannungsdiagramm des Zugelements:

Figur 2.
2. Endberechnung der Förderelemente.

2.1. Berechnung und Auswahl des Elektromotors.

Die Zugkraft des Antriebs wird durch die Formel bestimmt:

Wo: k= 1,06 - Anstiegskoeffizient der Kettenspannung beim Biegen um das Kettenrad (: S. 138).

Die installierte Leistung des Elektromotors wird durch die Formel bestimmt:

kW, (2,2)

Wo:  = 0,95 - Antriebswirkungsgrad (: Seite 139);

k H= 1,1 - Gangreservefaktor (: Seite 139).

kW

Ich akzeptiere einen Elektromotor mit erhöhtem Anlaufmoment der 4A-Serie (Anhang Tabelle 16)

• 
  Motortyp - 4АР200L6УЗ;
• 
  Leistung N= 30 kW;
• 
  Rotationsfrequenz N dv= 975 U/min;
• 
  Schwungmoment G.D. 2 = 1,81 kg m 2;
• 
  Gewicht M= 280 kg.
• 
  Wellenanschlussdurchmesser d = 55 mm.

2.2. Berechnung und Auswahl des Getriebes.

Der Teilkreisdurchmesser der Antriebskettenräder wird durch die Formel bestimmt:

m, (2.3)

Wo: T- Teilung der Antriebskette;

z- Anzahl der Kettenradzähne;

Ich akzeptiere im Voraus T= 0,2 m und z = 6.

M.

Die Rotationsfrequenz der Kettenräder bestimme ich mit der Formel:

U/min (2.4)

U/min

Das Übersetzungsverhältnis wird durch die Formel bestimmt:

(2.5)

Das Drehmoment an der Abtriebswelle des Getriebes wird durch die Formel bestimmt:

Nm. (2.6)

Aufgrund der oben definierten Werte akzeptiere ich ein zweistufiges Stirnradgetriebe (: Anhang Tabelle 27):

• 
  Getriebetyp - 1Ц2У-250;
• 
  Übersetzungsverhältnis u = 25;
• 
  Nennausgangsdrehmoment für schwere Beanspruchung M cr= 6300 Nm;
• 
  Masse m = 320 kg.

Figur 3.

Tabelle 1.

Alle Daten entnommen aus: Anhangtabelle. 29.

2.3. Endgültige Berechnung und Auswahl der Traktionskette.

Die berechnete Kraft in der Kette wird durch die Formel bestimmt:

N, (2.7)

Wo: S

Die dynamische Belastung der Ketten bestimme ich nach folgender Formel:

N, (2.8)

Wo:  = 1,0 - Koeffizient, der die Reduzierung der reduzierten Masse der beweglichen Teile des Förderers berücksichtigt, wird ausgewählt nach: S.140 bei L> 60 m.

Durch Einsetzen der gefundenen Werte in Formel 2.7 bestimme ich:

N.

Die Bruchkraft der Kette wird durch die Formel bestimmt:

N (2,9)
Basierend auf den oben definierten Werten akzeptiere ich eine Laschenkette (:Anhang Tabelle 5):

• 
  Kettentyp - M450 (GOST 588-81);
• 
  Kettenteilung T= 200 mm;
• 
  Bruchkraft S Auflösung= 450 kN.

Um die Festigkeit der Kette zu testen, berechne ich die Belastung der Kette zum Zeitpunkt des Starts des Förderers.

Die maximale Kraft in der Kette beim Starten des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

N, (2.10)

Wo: S d.p.- dynamische Kettenkraft beim Anlauf.

Die dynamische Kraft der Kette beim Anlauf wird durch die Formel bestimmt:

N, (2.11)

Wo: M k- reduzierte Masse der beweglichen Teile des Förderers;

 - Winkelbeschleunigung der Welle des Elektromotors.

Die reduzierte Masse der beweglichen Teile des Förderers wird durch die Formel bestimmt

kg, (2.12)

Wo: k j= 0,9 - Koeffizient unter Berücksichtigung der elastischen Dehnung von Ketten (: S. 140);

k u= 0,6 - Koeffizient unter Berücksichtigung der Abnahme der Durchschnittsgeschwindigkeit rotierender Massen im Vergleich zur Durchschnittsgeschwindigkeit (: S. 140);

Gu= 1500 kgf - Gewicht der rotierenden Teile des Förderers (ohne Antrieb), akzeptiert gemäß: Seite 140

Die Winkelbeschleunigung der Welle des Elektromotors wird durch die Formel bestimmt:

rad/s 2, (2.13)

Wo: ICH usw- Trägheitsmoment der bewegten Massen des Förderers, reduziert auf die Motorwelle.

M n.sr.- bestimmt durch die Formel:

H m, (2.14)

M PST.- bestimmt durch die Formel:

H m, (2.15)

Das auf die Motorwelle reduzierte Trägheitsmoment der bewegten Massen des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

H m s 2, (2.16)

Wo: ICH r.m.- Das Trägheitsmoment des Rotors des Elektromotors und der Bolzen-Hülse-Kupplung wird durch die Formel bestimmt:

H m s 2, (2.17)

Wo: ICH M= 0,0675 - Trägheitsmoment der Bolzen-Hülse-Kupplung.

Wenn ich die Werte in die Formeln 2.10 ... 2.17 einsetze, erhalte ich die maximale Kraft in der Kette beim Starten des Förderers.

H m s 2

H m s 2

rad/s 2

2.4. Berechnung der Spannvorrichtung.

Ich akzeptiere einen Schraubenspanner.

Der Hub des Spanners hängt von der Kettenteilung ab und wird durch die Formel (: Abschnitt 5.1) bestimmt:

Ich nehme die Gesamtlänge der Schraube L um = L+0,4 = 0,8 m.

Die Berechnung führe ich nach folgender Methode durch: p. 2.4

Als Material für die Schraube akzeptiere ich - Stahl 45 mit zulässiger Scherbeanspruchung [  ] av = 100 N/mm 2 und Streckgrenze  T= 320 N/mm². Ich wähle den Fadentyp: rechteckig (GOST 10177-82).

Ich akzeptiere das Material für die Mutter - Bronze Br. AZh9-4 mit zulässiger Schubspannung [  ] av = 30 N/mm 2, zum Zerkleinern [  ] cm = 60 N/mm 2, Zugfestigkeit  R= 48 N/mm². Der Threadtyp ist derselbe.

Der durchschnittliche Durchmesser des Schraubengewindes wird durch die Formel bestimmt:

mm, (2,19)

Wo:  = 2 - Verhältnis der Mutternhöhe zum durchschnittlichen Durchmesser (:S. 106);

[P] = 10 N/mm 2 - zulässige Spannung im Gewinde, abhängig von den Reibmaterialien, beim Reiben von Stahl gegen Bronze (: S. 106) [ P] = 8...12 N/mm 2 ;

K= 1,3 - Koeffizient unter Berücksichtigung der ungleichmäßigen Belastung der Spannspulen (: S. 106);

mm

Der Innendurchmesser des Gewindes wird durch die Formel bestimmt:

mm, (2,20)

Angesichts der Tatsache, dass die Länge der Schraube groß ist und eine größere Stabilität erforderlich ist, akzeptiere ich D 1 = 36 mm.
Die Gewindesteigung wird durch die Formel bestimmt:

Der angepasste Wert des durchschnittlichen Gewindedurchmessers wird durch die Formel bestimmt:

Der Außendurchmesser des Gewindes wird durch die Formel bestimmt:

Der Steigungswinkel des Gewindes wird durch die Formel bestimmt:

Ich überprüfe die Zuverlässigkeit der Selbstbremsung, für die folgende Bedingung erfüllt sein muss:

, (2.25)

Wo: F= 0,1 - Reibungskoeffizient zwischen Stahl und Bronze.

Die Bedingung ist erfüllt.

Ich überprüfe die Stabilität. Die Bedingung für Stabilität ist (:S. 107):

, (2.26)

Wo:  - Der Rutschkoeffizient der zulässigen Druckspannungen wird bei der Stabilitätsberechnung in Abhängigkeit von der Schraubenflexibilität () bestimmt.

[ -1 P] - zulässige Druckspannung.

Die zulässige Druckspannung wird durch die Formel bestimmt:

N/mm 2, (2,27)

Die Flexibilität der Schraube wird durch die Formel bestimmt:

, (2.28)

wobei:  =2 - reduzierter Längenkoeffizient (: S. 107).

Von: Tabelle 2,39 basierend auf der bekannten Flexibilität der Schraube finde ich  = 0,22. Ich setze die erhaltenen Daten in Bedingung 2.26 ein:

Die Bedingung ist erfüllt.

Da die Schraube auf Zug arbeitet, ist eine Überprüfung der Stabilität nicht erforderlich.

Ich prüfe die Schraube auf Festigkeit, Festigkeitszustand:

, (2.29)

Wo:
(oben definiert);

M 1 - Reibungsmoment im Gewinde (N mm);

M 2 - Reibungsmoment an der Ferse (Anschlag) (N mm);

Das Reibungsmoment im Gewinde wird durch die Formel bestimmt:

Das Reibungsmoment an der Ferse wird durch die Formel bestimmt:

Nmm, (2,31)

Wo: D N= 20 mm - Durchmesser des Absatzes, weniger wird akzeptiert D 1 .

Ich setze die erhaltenen Daten in Bedingung 2.29 ein:

Die Bedingung ist erfüllt.

Die Höhe der Mutter wird durch die Formel bestimmt:

Die Anzahl der Gewindegänge in der Mutter wird durch die Formel bestimmt:

(2.33)

Ich überprüfe die Scherfestigkeit des Muttergewindes. Die Festigkeitsbedingung ist:

(2.33)

Die Bedingung ist erfüllt

Ich wähle die Spannfeder nach der Methode aus: Bd. 3, Kapitel 2.

Die übrigen Abmessungen der Spannvorrichtung sind konstruktiv zu berücksichtigen.

2.5. Berechnung der Wellen und Auswahl der Lager.

2.5.1. Antriebswelle.

Als Schaftmaterial akzeptiere ich Stahl 45 (Werkstückdurchmesser über 120 mm).  IN  1 = 0.43 B= 314 N/mm²,  -1 = 0.58  1 = 182 N/mm²

Den ungefähren minimalen Wellendurchmesser ermittle ich allein anhand der Torsion anhand der Formel:

mm, (2,34)

wobei: M = 5085 Nm – Drehmoment an der Welle (zuvor ermittelt);

[] k = 25 N/mm 2 - zulässige Torsionsspannung für Stahl 45 (: Seite 96).

mm.

Aus dem Standardbereich (GOST 6636-69 R 40) Wählen Sie den nächstgelegenen Durchmesserwert D pv= 100 mm. Ich akzeptiere diesen Durchmesser für Lager. Zur Befestigung der Antriebsräder nehme ich den Durchmesser D= 120 mm. Die Breite der Antriebskettenradnabe wird anhand der erforderlichen Länge des Schlüssels zur Drehmomentübertragung bestimmt. Die Länge des Schlüssels wird aus den Zusammenbruch- und Festigkeitsbedingungen bestimmt:

, (2.35)

Wo: l- Schlüssellänge, mm;

D- Durchmesser der Welle an der Stelle der Passfeder, mm;

H, B, T 1 , - Maße Querschnitt Tasten, mm (Auswahl: Tabelle 6.9);

[ ] cm- zulässige Lagerspannung, für Stahlnaben 100-120 N/mm 2.

Außerdem bestimme ich anhand der Bedingung 2.35 die Parameter der Passfeder für das Anschlussende der Welle, deren Durchmesser genommen wird D= 95 mm und Länge l= 115 mm (Kupplungsbeschränkungen). Die Werte aller geometrischen Abmessungen der Schlüssel sind in Tabelle 2 angegeben.

Tabelle 2.

* Ich verwende zwei Schlüssel, die in einem Winkel von 180 ° angeordnet sind.

Basierend auf der Länge der Keile für die Antriebskettenräder wähle ich die Länge der Naben der letzteren aus l st= 200 mm.
Unter Berücksichtigung der oben aufgeführten Maße, sowie der Abmessungen der Befestigungselemente, gehe ich konstruktiv davon aus, dass der Mittenabstand der Lager 1300 mm beträgt.

Das Konstruktionsdiagramm der Antriebswelle und das Diagramm der Biegemomente sehen wie folgt aus (das Gewicht der Kettenräder vernachlässige ich):

Figur 4.

Wo: R 1 Und R 2 - Reaktion der Stützen in den Lagern, N;

P- Die Belastung der Kettenräder wird durch die Formel bestimmt:

N. (2.36)

Aufgrund der Symmetrie des Designs und der Stützreaktionslasten R 1 = R 2 = P= 13495 N.

Testberechnung der Welle auf Festigkeit .

Voraussetzung für die Festigkeit der Welle ist der Sicherheitsspielraum, bestimmt durch die Formel:

, (2.37)

Wo: N  - Sicherheitsfaktor für normale Beanspruchungen;

N  - Sicherheitsfaktor für Tangentialspannungen.

[N] = 2,5 – minimal akzeptabler Sicherheitsspielraum.

Der Sicherheitsfaktor für Normalspannungen, sofern keine Axiallasten vorliegen, wird durch die Formel bestimmt:

, (2.38)

Wo: k  = 1,75 effektiver Spannungskonzentrationsfaktor (Tabelle 6.5);

  = 0,7 Skalierungsfaktor für Normalspannungen (Tabelle 6.8);

  - Die Amplitude der normalen Biegespannungen, N/mm 2, wird durch die Formel bestimmt:

, (2.39)

Wo: W- Biegewiderstandsmoment, mm 3, wird durch die Formel bestimmt:

mm 3 (2,40)

Der Sicherheitsfaktor für Tangentialspannungen wird durch die Formel bestimmt:

, (2.41)

Wo: k  = 1,6 effektiver Torsionssp(Tabelle 6.5);

  = 0,59 Skalierungsfaktor für Normalspannungen (Tabelle 6.8);

  =  M- Amplitude und durchschnittliche Spannung, N/mm 2, bestimmt durch die Formel:

, (2.42)

Wo: W Zu- Torsionswiderstandsmoment, mm 3, wird durch die Formel bestimmt:

mm 3 (2,43)

Ich setze die Werte in die Formeln 2,37 ... 2,43 ein

N/mm2.

N/mm2.

Die Bedingung ist erfüllt.

Auswahl der Lager.

Da es bei der Montage separater Lagergehäuse am Förderbandrahmen zu einer Verletzung der Ausrichtung und Wellenversatz kommt, wähle ich zweireihige Pendelkugellager 1320 (GOST 5720-75 und 8545-75) mit folgenden Parametern:

D= 100 mm (Innendurchmesser)

D= 215 mm (Außendurchmesser)

B= 47 mm (Breite)

C= 113 kN (Dynamische Tragzahl)

Ich prüfe Lager auf Haltbarkeit, die ich anhand der Formel bestimme:

h, (2.44)

Wo: N= 39 U/min - Wellendrehzahl;

P äh- Die äquivalente Belastung des Lagers, sofern keine Axiallasten vorhanden sind, wird durch die Formel bestimmt:

N, (2.45)

Wo: V= 1 - Koeffizient unter Berücksichtigung der Drehung der Ringe (: Seite 117);

K T= 1 - Temperaturkoeffizient (: Tabelle 7.1);

K  = 2,0 - Lastfaktor (Tabelle 7.2).

H

Haltbarkeit ist ausreichend.
2.5.2. Spannwelle.

Die Berechnung führe ich analog zu Abschnitt 2.5.1 durch.

Als Schaftmaterial nehme ich Stahl 45 (Werkstückdurchmesser über 100 mm: Tabelle 3.3), Zugfestigkeit  IN= 730 N/mm 2, Dauerfestigkeit:  1 = 0.43 B= 314 N/mm²,  -1 = 0.58  1 = 182 N/mm²

Der Wellendurchmesser wird konstruktiv mit 0,8 des Antriebswellendurchmessers angenommen D= 80 mm (: Abschnitt 5.3.1.)

Das Konstruktionsdiagramm der Welle ähnelt Abb. 4.

N.

Ich akzeptiere diesen Durchmesser für Lager. Zur Befestigung der Antriebsräder nehme ich den Durchmesser D= 100 mm. Die Breite der Antriebskettenradnabe nehme ich konstruktiv.

Ich prüfe den Schaft nur durch Biegebeanspruchungen auf Festigkeit, weil... Das Drehmoment an der Welle ist minimal (31,4 Nm).

N/mm2.

Der Vorrat ist mehr als ausreichend.

Auswahl der Lager.

Da es bei der Montage separater Lagergehäuse am Förderbandrahmen zu einer Verletzung der Ausrichtung und zu einem Wellenversatz kommt, wähle ich zweireihige Radial-Sphärokugellager 1218 (GOST 5720-75 und 8545-75) mit folgenden Parametern:

D= 800 mm (Innendurchmesser)

D= 160 mm (Außendurchmesser)

B= 30 mm (Breite)

C= 44,7 kN (Dynamische Tragzahl)

H

Haltbarkeit ist ausreichend.

2.6. Berechnung und Auswahl von Bremsgeräten und Kupplungen.

Wenn der Förderer im beladenen Zustand aufgrund der Neigung eines Teils des Förderers abgeschaltet wird, erzeugt das Gewicht der Last eine Kraft, die in die entgegengesetzte Richtung zur Bewegung des Bandes gerichtet ist. Diese Kraft bestimme ich mit der Formel (unter Vernachlässigung des Widerstands der Kettenräder):

Ein negativer Kraftwert bedeutet, dass die Reibungskraft der Förderelemente höher ist als die Rollkraft der Last und daher keine Bremsvorrichtung erforderlich ist.

Um das Drehmoment vom Elektromotor auf die Eingangswelle des Getriebes zu übertragen, verwende ich eine elastische Hülsenbolzenkupplung vom Typ MUVP (GOST 21424-75) mit Bohrungen der Kupplungshälften für die Motorwelle ( D dv= 55 mm) und unter der Eingangswelle des Getriebes (Kegelbohrung). D p1= 40 mm).

Das der Welle des Elektromotors zugeführte Drehmoment ist gleich dem Verhältnis des Drehmoments an der Abtriebswelle des Getriebes zur Übersetzung des Getriebes M dv= 203,4 Nm.

Unter Berücksichtigung des Spielraums und der Gesamtabmessungen akzeptiere ich eine Kupplung mit Nenndrehmoment M cr= 500 Nm, mit maximalem (Gesamt-)Durchmesser der Kupplung D = 170 mm, maximaler Länge L = 225 mm, Anzahl der Bolzen N= 8, Fingerlänge l= 66 mm, Anschlussgewinde des Zapfens M10. (Angaben zur Kopplung sind entnommen aus: Anhang Tabellen 42, 43.)

Um das Drehmoment von der Abtriebswelle des Getriebes auf die Antriebswelle zu übertragen, verwende ich eine Zahnkupplung Typ MZ (GOST 5006-83) mit kegeliger Bohrung (Version K). D p2= 90 mm) zum Anschluss an die Abtriebswelle des Getriebes. Die Kupplungsbohrung zur Verbindung mit der Antriebswelle ist zylindrisch D= 95 mm mit zwei Keilnuten.

Aus der vorgeschlagenen Liste (Anhang Tabelle 45) wähle ich eine Kupplung mit einem Nenndrehmoment aus M cr= 19000 Nm.

2.7. Sterneberechnung.

Bekannte Parameter:

• 
  Teilungsdurchmesser des Kettenrads D e= 400 mm;
• 
  Anzahl der Zähne z = 6;
• 
  Zahnteilung T= 200 mm.
• 
  Kettenrollendurchmesser D ts= 120 mm.

mm, (2,47)

wobei: K=0,7 - Zahnhöhenkoeffizient (:t.2 Tabelle 31).

Der Durchmesser des Kreises der Vertiefungen wird durch die Formel bestimmt:

Die Verschiebung der Mittelpunkte der Bögen der Vertiefungen wird durch die Formel bestimmt:

e = 0.01 .. 0.05 T= 8 mm. (2.49)

Der Radius der Zahnhöhlen wird durch die Formel bestimmt:

R = 0.5(D ts - 0.05T) = 50 mm. (2,50)

Halber Zahnwinkel  = 15 o (:t.2 Tabelle 31).

Zahneckenwinkel  = 86 o (:t.2 Tabelle 31).

Der Krümmungsradius des Zahnkopfes wird durch die Formel bestimmt:

Die Höhe des geraden Abschnitts des Zahnprofils wird durch die Formel bestimmt:

mm. (2.52)

Die Zahnbreite bestimme ich nach folgender Formel:

B F= 0,9(50 - 10) - 1 = 35 mm. (2.53)

Die Breite der Zahnspitze wird durch die Formel bestimmt:

B = 0.6B F= 21 mm. (2.54)

Der Durchmesser der Krone wird durch die Formel bestimmt:

mm, (2,55)

Wo: D 5 = 150 mm - Durchmesser des Kettenrollenflansches;

H= 70 mm - Breite der Kettenplatte.

2.8. Berechnung einiger Strukturelemente des Förderers.

Als tragende Stütze für die Kettenrollen wähle ich Kanal 12 nach GOST 8240-89 mit einem Biegewiderstandsmoment W X= 8,52 cm³. Der Tragkanal ruht auf geschweißten Rahmen, den Abstand zwischen den Rahmen bestimme ich:

Das maximal zulässige Biegemoment für Kanal 12 wird nach folgender Formel ermittelt:

Unter Berücksichtigung der Tatsache, dass die gesamte Last auf zwei Kanäle verteilt wird, bestimme ich die maximale Spannweite anhand der Formel (die Herleitung der Formel verzichte ich):

m. (2,57)

Um eine übermäßige Durchbiegung der Tragschiene zu verhindern, akzeptiere ich einen 3-fachen Sicherheitsabstand und eine Spannweite von 1,2 m.
Der Biegeradius am Übergang des Förderers von einem geneigten Abschnitt zu einem horizontalen Abschnitt, basierend auf der Kettenteilung, gemäß den akzeptierten R= 3 m.

Literatur.

1. Baryshev A.I., Steblyanko V.G., Khomichuk V.A. Mechanisierung von PRTS-Arbeiten. Studien- und Diplomarbeiten zum Thema Transportmaschinen: Lernprogramm/ Unter der allgemeinen Herausgeberschaft von A.I. Barysheva – Donezk: DonGUET, 2003 – 471 S., mit Abb.
2. Baryshev A.I., Mechanisierung von Be- und Entlade-, Transport- und Lagervorgängen in Nahrungsmittelindustrie. Teil 2. Transport von Maschinen. - Donezk: DonGUET, 2000 - 145 S.
3. S.A. Tschernawski Kursdesign von Maschinenteilen, M.: Mashinostroenie, 1979. 351 S.
4. Anufriev V.I. Handbuch des Konstrukteurs und Maschinenbauingenieurs in drei Bänden, M.: Mashinostroenie, 2001.
5. Yablokov B.V., Belov S.V. Richtlinien für das Kursprojekt zu Hebe- und Transportgeräten (Plattenförderer), Ivanovo, 2002.

Einführung

Plattenförderer sind für den Transport schwerer (500 kg oder mehr) Stückgüter, großer Stücke, inkl. scharfkantige Materialien sowie stark erhitzte Lasten. Plattenförderer, stationär oder mobil, bestehen aus den gleichen Grundkomponenten wie Bandförderer.

Der tragende Körper ist eine Bodenplatte aus Metall, seltener aus Holz, Kunststoff, die aus einzelnen Platten besteht, die an 1 oder 2 Zugketten (Buschwalze) befestigt sind. Das Deck kann flach, gewellt oder kastenförmig sein, ohne Kanten oder mit Kanten. Die Antriebsketten laufen um die Antriebs- und Spannkettenräder herum, die an den Enden des Rahmens montiert sind. Es gibt Plattenförderer für allgemeine Zwecke (Basistyp) und Spezialförderer. Um die Produktivität zu steigern, werden Flachdeckförderer durch feste Seiten ergänzt. Typische Plattenbandförderer haben eine Kapazität von bis zu 2000 t/h. Separate Ansicht Der Plattenförderer, der sich in den letzten 15 bis 20 Jahren in Russland am weitesten verbreitet hat, ist ein Förderer mit Modulband. Das Band kann entweder aus Kunststoff oder aus Stahl sein. Die Vielfalt der produzierten Bänder bestimmt auch deren vielfältige Einsatzmöglichkeiten: vom interbetrieblichen Transport über die Zuführung des Produkts direkt zur Maschine bis hin zum Einsatz in der Lebensmittelindustrie sowie im Handel.

1. Designbeschreibung

Abbildung 1. Schema des entworfenen Förderers:

Die Hauptbaugruppen eines Plattenbandförderers sind: ein Lamellengewebe, Laufrollen, ein Zugelement und eine Spannvorrichtung. Stoffplatten mit rechteckigem oder trapezförmigem Querschnitt werden gestanzt hergestellt; Die Dicke der Platten zum Transport von Kohle beträgt 3–4 mm, für große Steine ​​mit einem Gewicht von 6–8 mm. Die Rollen werden über kurze Ausleger oder Steckachsen an den Platten befestigt. Als Zugelement, an dem die Laschen befestigt werden, werden 1 oder 2 Laschen- oder Rundgliederketten verwendet. Der Biegeförderer verfügt über eine Rundgliederkette. Die Antriebsendstation umfasst einen Elektromotor, eine Kupplung, ein Getriebe und eine Antriebswelle mit Antriebskettenrad. Es besteht die Möglichkeit, zwischengeschaltete Raupenantriebe einzubauen, bei denen Nocken an der Antriebskette befestigt sind und mit den Gliedern des Antriebs zusammenwirken Förderkette. Die Spannvorrichtung befindet sich normalerweise am hinteren Ende des Förderers. Vorteile des Plattenförderers: die Möglichkeit, abrasive Gesteinsmasse entlang einer gekrümmten Strecke mit kleinen Krümmungsradien zu transportieren; geringerer Bewegungswiderstand und Energieverbrauch als bei Kratzförderern; die Möglichkeit, Zwischenantriebe zu installieren, wodurch Sie die Länge des Förderers in einem Zug erhöhen können.

Nachteile: hoher Metallverbrauch, komplexe Konstruktion des Plattengewebes und die Schwierigkeit, es von Resten nasser und klebriger Gesteinsmasse zu reinigen, Verformung der Platten während des Betriebs, was zum Verschütten feiner Fraktionen führt.

2. Berechnung des Plattenbandförderers

.1 Bestimmung der Förderbandbreite

Für die Berechnung gehen wir von einem Förderer mit Wellgurt mit Seitenwänden aus.

Die Breite des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

m, (2.1)

wobei Q = 850 t/Stunde – Förderproduktivität;

u = 1,5 m/s – Geschwindigkeit der Bahn;

r = 2,7 t/m 3 – Dichte der transportierten Ladung;

K β =0,95 - Koeffizient unter Berücksichtigung des Neigungswinkels des Förderers;

j = 45 o - Böschungswinkel der Last im Ruhezustand;

h = 0,16 m - Höhe der Seiten der Leinwand, ausgewählt aus dem Nennbereich;

y = 0,7 - Ausnutzungsfaktor der Seitenhöhe

Der Koeffizient K β wird durch die Formel bestimmt:

b =10 o - Neigungswinkel des Förderers.

Wir ersetzen die erhaltenen Werte in Formel (1.1)

Für Transportgut mit Großstückanteilen bis 10 %

der Gesamtlast muss folgende Bedingung erfüllt sein:

mm (2,3)

a max = 80 mm – die größte Größe großer Stücke.

Die Bedingung ist erfüllt.

Die Breite der Bahn wählen wir abschließend aus dem Nennbereich B = 400 mm

2.2 Ermittlung der Belastungen der Transportkette

Wir akzeptieren es vorläufig als Zugelement für Förderbänder

Plattenkette Typ PVK (GOST 588-81).

Die lineare Belastung durch die transportierte Ladung wird durch die Formel bestimmt:

(2.4)

Die lineare Belastung aus dem Eigengewicht beweglicher Teile (Bahnen mit Ketten) wird nach folgender Formel ermittelt:

N/m, (2,5)

A = 50 - Koeffizient abhängig von der Bahnbreite der Ladungsart

Die minimale Kettenspannung für einen bestimmten Förderer kann an den Punkten 1 oder 3 liegen (Abb. 1). Die Mindestspannung liegt bei Punkt 3, wenn folgende Bedingung erfüllt ist:

w = 0,08 - Widerstandskoeffizient gegen Bewegung des Fahrgestells

gerade Abschnitte

Die Bedingung ist nicht erfüllt, daher liegt die Mindestspannung bei Punkt 1.

Wir akzeptieren die minimale Kettenspannung S min = S 1 = 1500 N. Mit der Methode des Gehens entlang der Kontur entlang der Bahn bestimmen wir die Spannung an den Punkten 1..6 (Abb. 1) mit einer ähnlichen Methode wie .

k = 1,06 - Anstiegskoeffizient der Kettenspannung beim Umrunden des Kettenrads

N.

Abbildung 2. Spannungsdiagramm des Zugelements

3. Berechnung von Förderelementen

.1 Berechnung und Auswahl des Elektromotors

Die Zugkraft des Antriebs wird durch die Formel bestimmt:

wobei k = 1,06 - Anstiegskoeffizient der Kettenspannung beim Biegen

Sterne

Die installierte Leistung des Elektromotors wird durch die Formel bestimmt:

kW, (3,2)

wobei h = 0,95 – Antriebseffizienz

k z = 1,1 - Gangreservefaktor

Wir akzeptieren einen Elektromotor mit erhöhtem Anlaufmoment der 4A-Serie

Motortyp - 4АР200L6УЗ;

Leistung N = 30 kW;

Drehzahl n Motor = 975 U/min;

Schwungmoment GD 2 = 1,81 kg m 2;

Masse m = 280 kg.

Wellenanschlussdurchmesser d = 55 mm.

3.2 Berechnung und Auswahl des Getriebes

Der Teilkreisdurchmesser der Antriebskettenräder wird durch die Formel bestimmt:

wobei t die Teilung der Antriebskette ist;

z – Anzahl der Kettenradzähne;

Wir gehen vorläufig von t = 0,2 m und z = 6 aus.

M.

Die Drehzahl der Kettenräder wird durch die Formel bestimmt:

U/min (3.4)

U/min

Das Übersetzungsverhältnis wird durch die Formel bestimmt:

(3.5)

U

Das Drehmoment an der Abtriebswelle des Getriebes wird durch die Formel bestimmt:

Nm. (3.6)

M

Basierend auf den oben definierten Werten gehen wir von einem zweistufigen Stirnradgetriebe aus

Getriebetyp - 1Ц2У-250;

Übersetzungsverhältnis u = 25;

Nenndrehmoment an der Abtriebswelle bei hoher Belastung Mcr = 6300 Nm;

Masse m = 320 kg.

Die Antriebs- und Abtriebswellen haben konische Anschlussenden für Kupplungen (Abb. 3), ihre Hauptabmessungen sind in Tabelle 1 angegeben.

Abbildung 3. Schema der Montage der Teile auf der Welle.

Tabelle 1. Geometrische Parameter von Wellen

3.3 Berechnung und Auswahl der Traktionskette

Die Auslegungskraft in der Kette wird durch die Formel bestimmt:

N, (3.7)

Die dynamische Belastung der Kette wird durch die Formel bestimmt:

N, (3.8)

wobei y = 1,0 ein Koeffizient ist, der die Verringerung der reduzierten Masse der beweglichen Teile des Förderers berücksichtigt, ausgewählt nach L > 60 m.

Wenn wir die gefundenen Werte in die Formel (3.7) einsetzen, erhalten wir:

N.

Die Bruchkraft der Kette wird durch die Formel bestimmt:

Basierend auf den oben definierten Werten akzeptieren wir eine Laschenkette

Kettentyp - M450 (GOST 588-81);

Kettenteilung t = 200 mm;

Bruchkraft S Schnitt. = 450 kN.

Um die Festigkeit der Kette zu testen, berechnen wir die Belastung der Kette zum Zeitpunkt des Starts des Förderers.

Die maximale Kraft in der Kette beim Starten des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

N, (3.10)

wobei S d.p die dynamische Kraft der Kette beim Start ist.

Die dynamische Kraft der Kette beim Anlauf wird durch die Formel bestimmt

N, (3.11)

wobei m k die reduzierte Masse der beweglichen Teile des Förderers ist;

Die reduzierte Masse der beweglichen Teile des Förderers wird durch die Formel bestimmt

kg, (3.12)

wobei k y = 0,9 ein Koeffizient ist, der die elastische Dehnung von Ketten berücksichtigt

k u = 0,6 - Koeffizient unter Berücksichtigung der Abnahme der Durchschnittsgeschwindigkeit

rotierende Massen im Vergleich zur Durchschnittsgeschwindigkeit.

Gu = 1500 kgf - Gewicht der rotierenden Teile des Förderers (ohne Antrieb), gemessen nach

Die Winkelbeschleunigung der Welle des Elektromotors wird durch die Formel bestimmt:

rad/s 2 , (3.13)

wobei I pr das Trägheitsmoment der bewegten Massen des Förderers ist, reduziert auf die Motorwelle.

M p.sr - bestimmt durch die Formel:

H m, (3.14)

M p.st - bestimmt durch die Formel:

H m, (3.15)

Das auf die Motorwelle reduzierte Trägheitsmoment der bewegten Massen des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

H m s 2, (3.16)

wobei I r.m das Trägheitsmoment des Rotors des Elektromotors und der Hülsenbolzenkupplung ist, bestimmt durch die Formel:

H m s 2, (3.17)

wobei I m = 0,0675 das Trägheitsmoment der Bolzen-Hülse-Kupplung ist.

Durch Einsetzen der Werte in die Formeln 3.10... 3.17 erhalten wir die maximale Kraft in der Kette beim Starten des Förderers.

H m s 2

H m s 2

rad/s 2

3.4 Spannerberechnung

Wir verwenden eine Schraubenspannvorrichtung.

Die Größe des Spannerhubs hängt von der Kettenteilung ab und wird durch die Formel bestimmt

Die Gesamtlänge der Schnecke wird mit L rev = L+0,4 = 0,8 m angenommen.

Als Material für die Schraube akzeptieren wir Stahl 45 mit einer zulässigen Schubspannung σ av = 100 N/mm 2 und einer Streckgrenze s T = 320 N/mm 2. Ich wähle den Fadentyp: rechteckig (GOST 10177-82).

Wir akzeptieren Material für die Mutter - Bronze Br. AZh9-4 mit zulässiger Schubspannung σ av = 30 N/mm 2, Druckspannung σ cm = 60 N/mm 2, Zugspannung s P = 48 N/mm 2. Der Threadtyp ist derselbe.

Der durchschnittliche Schraubengewindedurchmesser wird durch die Formel bestimmt:

mm, (3,19)

wobei y = 2 – das Verhältnis der Mutternhöhe zum durchschnittlichen Durchmesser

[p] = 10 N/mm 2 - zulässige Spannung im Gewinde, abhängig von den Reibmaterialien, bei der Reibung von Stahl auf Bronze [p] = 8...12 N/mm 2;

K = 1,3 - Koeffizient unter Berücksichtigung der ungleichmäßigen Belastung der Spannspulen

mm

Der Innendurchmesser des Gewindes wird durch die Formel bestimmt:

Mm, (3.20)

Da die Länge der Schraube groß ist und eine größere Stabilität erforderlich ist, nehmen wir d 1 = 36 mm.

Die Gewindesteigung wird durch die Formel bestimmt:

mm (3,21)

Der angepasste Wert des durchschnittlichen Gewindedurchmessers wird durch die Formel bestimmt:

mm (3,22)

Der Außendurchmesser des Gewindes wird durch die Formel bestimmt:

mm (3,23)

Der Steigungswinkel des Gewindes wird durch die Formel bestimmt:

Wir prüfen die Zuverlässigkeit der Selbstbremsung, wobei folgende Bedingung erfüllt sein muss:

, (3.25)

wobei f = 0,1 der Reibungskoeffizient zwischen Stahl und Bronze ist.

Die Bedingung ist erfüllt.

Wir prüfen die Stabilität.

, (3.26)

Dabei ist j der Rutschkoeffizient der zulässigen Druckspannungen; er wird bei der Stabilitätsberechnung in Abhängigkeit von der Schraubenflexibilität (l) ermittelt.

Zulässige Druckspannung.

Die zulässige Druckspannung wird durch die Formel bestimmt:

N/mm 2, (3,27)

Die Flexibilität der Schraube wird durch die Formel bestimmt:

, (3.28)

wobei m =2 – reduzierter Längenkoeffizient

Basierend auf der bekannten Flexibilität der Schraube finde ich j = 0,22. Wir ersetzen die erhaltenen Daten in Bedingung 2.26:

Die Bedingung ist erfüllt.

Da die Schraube auf Zug arbeitet, ist eine Überprüfung der Stabilität nicht erforderlich.

Wir prüfen die Schraube auf Festigkeit, Festigkeitszustand:

, (3.29)

Wo (oben definiert);

M 1 - Reibungsmoment im Gewinde (N mm);

M 2 - Reibungsmoment an der Ferse (Anschlag) (N mm)

Das Reibungsmoment im Gewinde wird durch die Formel bestimmt:

N·m (3,30)

Das Reibungsmoment an der Ferse wird durch die Formel bestimmt:

N mm, (3.31)

wobei d n = 20 mm der Durchmesser des Absatzes ist, der kleiner als d 1 ist.

Wir ersetzen die erhaltenen Daten in Bedingung 3.29:

Die Bedingung ist erfüllt.

Die Höhe der Mutter wird durch die Formel bestimmt:

mm (3,32)

Die Anzahl der Gewindegänge in der Mutter wird durch die Formel bestimmt:

Wir prüfen die Scherfestigkeit des Muttergewindes, Festigkeitszustand:

Die Bedingung ist erfüllt

3.5 Wellenberechnungen

Antriebswelle

Als Schaftmaterial nehmen wir Stahl 45, Zugfestigkeit

s B = 730 N/mm 2, Dauerfestigkeit: s -1 = 0,43 s B = 314 N/mm 2, t -1 = 0,58 s - 1 = 182 N/mm 2

Den ungefähren minimalen Wellendurchmesser ermittle ich allein anhand der Torsion anhand der Formel:

mm, (3,34)

wobei M = 5085 Nm - Drehmoment an der Welle

25 N/mm 2 - zulässige Torsionsspannung für Stahl 45

mm.

Aus der Standardreihe (GOST 6636-69 R40) wählen wir den nächstgelegenen Durchmesserwert d pv = 100 mm. Wir akzeptieren diesen Durchmesser für Lager. Zur Befestigung der Antriebskettenräder nehmen wir Durchmesser d = 120 mm. Die Breite der Antriebskettenradnabe wird anhand der erforderlichen Länge des Schlüssels zur Drehmomentübertragung bestimmt.

Die Länge des Schlüssels wird aus den Zusammenbruch- und Festigkeitsbedingungen bestimmt:

, (3.35)

wobei l die Länge des Schlüssels ist, mm;

d - Wellendurchmesser an der Stelle, an der die Passfeder installiert ist, mm;

h, b, t 1, - Abmessungen des Schlüsselquerschnitts, mm

[s] cm - zulässige Lagerspannung, für Stahlnaben 100-120 N/mm 2.

Basierend auf Bedingung 3.35 bestimmen wir außerdem die Parameter der Passfeder für das Anschlussende der Welle, deren Durchmesser d = 95 mm und Länge l = 115 mm angenommen wird. Die Werte aller geometrischen Abmessungen der Schlüssel sind in Tabelle 2 eingetragen.

Tabelle 2. Geometrische Parameter von Wellen

* Wir verwenden zwei Schlüssel, die in einem Winkel von 180 ° angeordnet sind.

Basierend auf der Länge der Keile für die Antriebskettenräder wählen wir die Länge der Naben der letzteren mit l st = 200 mm.

Das Konstruktionsdiagramm der Antriebswelle und das Biegemomentdiagramm haben die Form

Abbildung 4. Momentdiagramme

wobei R 1 und R 2 die Reaktionen der Lager in den Lagern sind, N;

P ist die Belastung der Kettenräder, bestimmt durch die Formel:

N. (3.36)

Aufgrund der Symmetrie des Designs und der Stützreaktionslasten

R 1 = R 2 = P = 13495 N.

Die Berechnung erfolgt analog zu Abschnitt 2.5.1.

Als Wellenmaterial nehmen wir Stahl 45 (Werkstückdurchmesser über 100 mm), Zugfestigkeit s B = 730 N/mm 2, Dauerfestigkeit: s -1 = 0,43 s B = 314 N/mm 2, t -1 = 0,58 s - 1 = 182 N/mm 2

Als Wellendurchmesser wird konstruktiv das 0,8-fache des Antriebswellendurchmessers d = 80 mm angenommen

Das Konstruktionsdiagramm der Welle ähnelt Abb. 4.

N.

Wir akzeptieren diesen Durchmesser für Lager. Zur Befestigung der Antriebskettenräder nehmen wir den Durchmesser d = 100 mm. Die Breite der Antriebskettenradnabe wird konstruktiv berücksichtigt.

3.6 Auswahl der Lager

Da es bei der Montage separater Lagergehäuse am Förderbandrahmen zu einer Verletzung der Ausrichtung und zu einem Wellenversatz kommt, wählen wir zweireihige Pendelkugellager 1320 (GOST 5720-75 und 8545-75) mit folgenden Parametern:

d = 100 mm (Innendurchmesser)

D = 215 mm (Außendurchmesser)

B = 47 mm (Breite)

C = 113 kN (Dynamische Tragzahl)

Wir prüfen die Lager auf Haltbarkeit, die durch die Formel bestimmt wird:

h, (3.37)

wobei n = 39 U/min - Wellendrehzahl;

P e – äquivalente Belastung des Lagers, sofern keine Axiallasten vorhanden sind, wird durch die Formel bestimmt:

N, (3.38)

wobei V = 1 - Koeffizient unter Berücksichtigung der Drehung der Ringe

K T = 1 - Temperaturkoeffizient

K s = 2,0 - Belastungsfaktor

h. Die Haltbarkeit ist ausreichend

Da es bei der Montage separater Lagergehäuse am Förderbandrahmen zu einer Verletzung der Ausrichtung und zu einem Wellenversatz kommt, wähle ich zweireihige Radial-Sphärokugellager 1218 (GOST 5720-75 und 8545-75) mit folgenden Parametern:

d = 800 mm (Innendurchmesser)

D = 160 mm (Außendurchmesser)

B = 30 mm (Breite)

C = 44,7 kN (Dynamische Tragzahl)

h. Ausreichende Haltbarkeit.

Aufgrund der durchgeführten Berechnungen stellen wir fest, dass die Lager über ihre gesamte Lebensdauer funktionieren.

.7 Berechnung und Auswahl von Bremsgeräten und Kupplungen

Wenn der Förderer im beladenen Zustand aufgrund der Neigung eines Teils des Förderers abgeschaltet wird, erzeugt das Gewicht der Last eine Kraft, die in die entgegengesetzte Richtung zur Bewegung des Bandes gerichtet ist. Diese Kraft wird durch die Formel bestimmt

N. (3.39)

Ein negativer Kraftwert bedeutet, dass die Reibungskraft der Förderelemente höher ist als die Rollkraft der Last und daher keine Bremsvorrichtung erforderlich ist.

Zur Übertragung des Drehmoments vom Elektromotor auf die Eingangswelle des Getriebes verwenden wir eine elastische Bolzenkupplung vom Typ MUVP (GOST 21424-75) mit Bohrungen der Kupplungshälften für die Motorwelle (d d = 55 mm) und für die Eingangswelle des Getriebes (Kegelbohrung d p1 = 40 mm) .

Das der Welle des Elektromotors zugeführte Drehmoment ist gleich dem Verhältnis des Drehmoments an der Abtriebswelle des Getriebes zur Übersetzung des Getriebes M Motor = 203,4 Nm.

Unter Berücksichtigung des Spielraums und der Gesamtabmessungen akzeptieren wir eine Kupplung mit einem Nenndrehmoment M cr = 500 Nm, mit dem maximalen (Gesamt-)Durchmesser der Kupplung D = 170 mm, maximaler Länge L = 225 mm, Anzahl der Finger n = 8, Länge des Fingers l = 66 mm, Anschlussgewinde des Stiftes M10.

Um das Drehmoment von der Abtriebswelle des Getriebes auf die Antriebswelle zu übertragen, verwende ich eine Zahnkupplung Typ MZ (GOST 5006-83) mit kegeliger Bohrung (Version K d p2 = 90 mm) zur Verbindung mit der Abtriebswelle des Getriebes . Die Kupplungsbohrung zum Anschluss an die Antriebswelle ist zylindrisch d = 95 mm mit zwei Passfedernuten.

Wir wählen eine Kupplung mit einem Nenndrehmoment Mcr = 19000 Nm.

.8 Kettenradberechnung

Bekannte Daten zur Berechnung:

Teilkreisdurchmesser der Kettenräder d e = 400 mm;

Anzahl Zähne z = 6;

Zahnteilung t = 200 mm.

Durchmesser der Kettenrollen D c = 120 mm.

Der Durchmesser des äußeren Kreises wird durch die Formel bestimmt:

mm, (3,40)

wobei K=0,7 - Zahnhöhenkoeffizient

Der Durchmesser des Kreises der Vertiefungen wird durch die Formel bestimmt:

Mm, (3.41)

Die Verschiebung der Mittelpunkte der Bögen der Vertiefungen wird durch die Formel bestimmt:

e = 0,01. 0,05 t = 8 mm. (3.42)

Der Radius der Zahnhöhlen wird durch die Formel bestimmt:

r = 0,5 (D c - 0,05t) = 50 mm. (3.44)

Der Krümmungsradius des Zahnkopfes wird durch die Formel bestimmt:

Mm. (3.45)

Die Höhe des geraden Abschnitts des Zahnprofils wird durch die Formel bestimmt:

mm. (3.46)

Die Zahnbreite bestimme ich nach folgender Formel:

b f = 0,9 (50 - 10) - 1 = 35 mm. (3.47)

Die Breite der Zahnspitze wird durch die Formel bestimmt:

b = 0,6b f = 21 mm. (3.48)

Der Durchmesser der Krone wird durch die Formel bestimmt:
Nach Abschluss des Kursprojekts haben wir einen Ketten- und Plattenförderer mit den folgenden Parametern entworfen:

Produktivität Q =850 t/Stunde;

Bahngeschwindigkeit u = 1,5 m/s;

Förderlänge l = 90 m;

Die Länge des horizontalen Abschnitts l g = 25 m;

Neigungswinkel des Förderers β = 10 o ;

Dichte der transportierten Ladung r = 2,7 t/m 3

Wir haben auch seine Hauptelemente berechnet und sie auf Festigkeit und Haltbarkeit getestet.

Literaturverzeichnis

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Baryshev A.I., Mechanisierung von Be- und Entlade-, Transport- und Lagervorgängen in der Lebensmittelindustrie. Teil 2. Transport von Maschinen. - Donezk: DonGUET, 2000 - 145 S.

Chernavsky S.A. Kursdesign von Maschinenteilen, M.: Mashinostroenie, 1979. - 351 S.

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Yablokov B.V., Belov S.V. Richtlinien für das Kursprojekt zu Hebe- und Transportgeräten (Plattenförderer), Ivanovo, 2002.

Die Parameter und die Produktivität eines Kettenbandförderers werden auf die gleiche Weise wie bei einem Bandförderer bestimmt (siehe Kapitel 6).

Als Zugelement werden am häufigsten geschweißte kombinierte Ketten (Tabelle III.1.10), Plattenketten (Tabelle III.1.11) und seltener Rollen- und Spezialketten verwendet. Das tragende Element ist ein Förderband nach GOST 20-76 (siehe Abschnitt 4.4).

Um ein Durchrutschen der Kette am Riemen zu vermeiden, müssen folgende Bedingungen erfüllt sein:

wobei b der Neigungswinkel des Förderers in Grad ist; F- Reibungskoeffizient zwischen Riemen und Kettenplattform: F = 0,3...0,4; w- Widerstandskoeffizient gegen die Bewegung des Bandes entlang der Seitenrollen: w = 0,04...0,05; k c - Lastverteilungskoeffizient auf der Kettenauflagefläche: k c » 0,45...0,5.

Die Traktionsberechnung des Förderers erfolgt mit der Konturbypass-Methode (siehe Abschnitt 5.2).

Die Berechnung von Plattenförderern mit hoher Neigung erfolgt nach der in den Abschnitten 8.2 und 8.3 beschriebenen Methodik. Die Breite des Förderdecks mit Seiten wird durch Formel (8.5) und aus der Tabelle bestimmt. 7.8 werden die wesentlichen Parameter des Fördererfahrwerks ausgewählt.

Tisch 7.8. Parameter des Fahrwerks von Plattenförderern mit Deck mit Seitenwänden

Kapitel 8. PLATTENFÖRDERER

ALLGEMEINE INFORMATIONEN

Reis. 8.2. Arten von Plattenbandförderern (zu Tabelle 8.1)

Tisch 8.1. Arten von Plattenförderern (GOST 22281-76) und ihr Anwendungsbereich

Tisch 8.2. Hauptabmessungen von Plattenförderern (GOST 22281-76)

* Für Förderer der Typen BV, KM und KG – je nach Innengröße.

** Innenmaße.

Tisch 8.3. Bewegungsgeschwindigkeit des Fahrgestells und Nennkapazität von Plattenförderern (GOST 22281-76)

Plattenförderer gibt es in zwei Ausführungen: mit Fahrwerk mit Rollen; mit Fahrwerk ohne Rollen – Rollen (Stützrollen) sind ein Element der Metallkonstruktion.

Bodenbelag und Seiten. Die Breite des Bodenbelags (mm) beim Transport von Schüttgütern wird aus dem Zustand entnommen

Wo k– Koeffizient: für sortierte Ladung k= 2,7; für normale Fracht k = 1,7; a¢- die größte Größe eines typischen Frachtstücks, mm [siehe. Formeln (4.2)...(4.4)].

Die Breite des Bodenbelags beim Transport von Stückgütern muss der Bedingung genügen

Wo B 1 - größte Quergröße der Ladung (Abb. 8.3) mm; IN 1 - Bodenbreitenreserve: für Flachbettförderer IN 1 = 50...100 mm, für Onboard IN 1 = 100...150 mm.

Die Höhe der Seitenwände beim Transport von Schüttgütern wird aus der Tabelle ausgewählt. 8.4 unter Berücksichtigung der Daten in der Tabelle. 8.5.

Seitenhöhe H Beim Transport von Stückgütern werden 100...160 mm akzeptiert.

Die resultierende Breite des Bodenbelags und die Höhe der Seiten müssen gemäß GOST 22281-76 auf die nächstgelegenen Abmessungen gerundet werden (siehe Tabelle 8.2). Traktionsketten. Für Plattenförderer werden Traktionsketten gemäß den Angaben in den Tabellen III.1.11...III.1.14 ausgewählt. Die Kettenteilung wird abhängig von der Breite des Bodenbelags zugeordnet (Tabelle 8.6). Die Geschwindigkeit des Fahrwerks (Band) von Plattenförderern wird in Abhängigkeit von der Breite des Decks gemäß den Empfehlungen in der Tabelle ausgewählt. 8.7. Neigungswinkel. Der größte Neigungswinkel des Plattenbandes beim Transport von Schüttgütern wird gemäß Tabelle ausgewählt. 8.8.

Reis. 8.3. Lage der Stückgüter auf dem Förderboden: A- mit automatischer Verlegung; B- zur manuellen Installation

Notiz. Bevorzugt werden Bemaßungen zwischen den Zeilen.

Tisch 8.8. Die größten zulässigen Neigungswinkel von Plattenbändern beim Transport von Schüttgütern

* r – Lastreibungswinkel (Bodenbelag in Bewegung), Grad.

In diesem Fall ist es notwendig, dass der Neigungswinkel des Förderers angepasst wird

wobei j d der Ruhewinkel der Last in Bewegung ist, Grad [siehe. 4.6)].

Dehngerät. Der Hub des Spanners wird in Abhängigkeit von der Teilung der Zugketten gewählt (Tabelle 8.9).

Ladetrichter. Die Hauptabmessungen des Ladetrichters für Plattenförderer (Abb. 8.4), abhängig von der Breite des Bodenbelags, können der Tabelle entnommen werden. 8.10.

Symbol Plattenförderer. Das Symbol für einen stationären Allzweck-Plattenförderer gemäß GOST 22281-76 enthält den Namen des Produkts („Apel-Förderer“), die Bezeichnung des Förderertyps und der Bauart, die Breite des Unterwagendecks (cm) und die Bezeichnung der Norm.

Zum Beispiel ein stationärer Universal-Flachbettförderer (BV), Version 1, mit der Breite des Unterwagendecks IN= 800 mm wird angegeben durch:

Plattenförderer BV-1-80 GOST 22281-76.

VORBEREICHUNG DES PLATTENFÖRDERERS

Breite des Decks ohne Seiten (m) beim Transport von Massengütern

Wo H- Seitenhöhe (siehe Abschnitt 8.2), m; y - Koeffizient, der den Nutzungsgrad der Seitenhöhe charakterisiert, y = 0,65...0,8.

Die resultierende Bodenbelagsbreite wird gemäß den Anweisungen in Abschnitt 8.2 angegeben.

Zugkraft des Förderers (N)

Wo F min - minimale Kettenspannung (siehe Abschnitt 5.2), N; w- Widerstandskoeffizient des Plattenbandförderers (Tabelle 8.12); Q- lineare Masse der Ladung auf dem Förderband [Formeln (5.3) und (5.11)], kg/m; L- Länge der horizontalen Projektion des belasteten Teils des Arbeitsförderzweigs, m; Q h.ch – lineare Masse des Fördererlaufwerks, kg/m; L g - Länge der horizontalen Projektion des Förderers, m; N- Lasthubhöhe, m; F b – Reibungswiderstand der Last an den festen Seiten [Formel (8.8)], N; F p.r - Widerstand des Pflugentladers [Formel (5.30)].

Tisch 8.11. Koeffizientenwerte k b [zu den Formeln (8.4) und (8.5)]

Tisch 8.12. Widerstandskoeffizient w-Werte für Plattenförderer

* Größere Werte gelten für Ketten mit Zentriervorrichtungen, die die Kette vor Verschiebungen schützen.

** Bei Arbeiten unter winterlichen Bedingungen in einem unbeheizten Raum oder im Freien erhöhen sich die angegebenen Werte um das 1,5-fache.

In Formel (8.6) steht ein Pluszeichen davor qH Beim Heben einer Last wird ein Minuszeichen verwendet, beim Senken ein Minuszeichen.

Reibungswiderstand von Schüttgut gegen feste Seiten (N)

Wo F- Reibungskoeffizient des Schüttguts an den Seitenwänden (Tabelle 4.1); H p - Arbeitshöhe der Seite (je nach Höhe der Ladung), m; r – Schüttdichte der Ladung, t/m 3 (siehe Tabelle 4.1); l b - Seitenlänge, m.

Das lineare Gewicht des Förderbandfahrwerks wird aus dem Katalog ermittelt.

Es kann die ungefähre lineare Masse (kg/m) des Förderlaufwerks ermittelt werden

Wo IN- Bodenbelagsbreite, m; ZU- siehe Tabelle. 8.13.

Antriebswellenleistung des Förderers (kW)

Tisch 8.14. Koeffizientenwerte k 1 [zur Formel (8.11)]

Die Motorleistung zum Antrieb des Förderers wird durch Formel (6.19) bestimmt.

Maximale statische Spannung des Zugelements

Wo F min - die niedrigste Spannung des Zugelements (1000...3000 N).

Wo L- Förderlänge, m; z- Anzahl der Zähne des Antriebskettenrads; T- Teilung der Traktionskette, m; k 1 - Massenreduktionskoeffizient (unter Berücksichtigung der Tatsache, dass sich nicht alle Förderelemente mit maximaler Beschleunigung bewegen, sowie des Einflusses der Kettenelastizität) (Tabelle 8.14).

Bei Bandgeschwindigkeiten bis 0,2 m/s können dynamische Belastungen der Ketten vernachlässigt werden.

Berechnete Spannung des Zugelements

Für ein einkettiges Zugelement F = F kalk.

Wo k- Kettensicherheitsfaktor: für Horizontalförderer k= 6…8, mit geneigten Abschnitten - k = 8...10.

Berechnung Plattenbandförderer

Bestimmung der Förderbandbreite

Für die Berechnung gehen wir von einem Förderer mit Wellgurt mit Seitenwänden aus.

Die Breite des Förderers wird durch die Formel bestimmt:

wobei Q = 850 t/Stunde – Förderproduktivität;

1,5 m/s – Geschwindigkeit der Bahn;

2,7 t/m 3 – Dichte der transportierten Ladung;

K in =0,95 - Koeffizient unter Berücksichtigung des Neigungswinkels des Förderers;

45 o - Böschungswinkel der Last im Ruhezustand;

h = 0,16 m - Höhe der Seiten der Leinwand, ausgewählt aus dem Nennbereich;

0,7 - Ausnutzungsfaktor der Seitenhöhe

Der Koeffizient K in wird durch die Formel bestimmt:

10 o - Neigungswinkel des Förderers.

Wir ersetzen die erhaltenen Werte in Formel (1.1)

Für Transportgut mit Großstückanteilen bis 10 %

der Gesamtlast muss folgende Bedingung erfüllt sein:

a max = 80 mm – die größte Größe großer Stücke.

Die Bedingung ist erfüllt.

Die Breite der Bahn wählen wir abschließend aus dem Nennbereich B = 400 mm

Ermittlung der Belastungen der Transportkette

Wir akzeptieren es vorläufig als Zugelement für Förderbänder

Plattenkette Typ PVK (GOST 588-81).

Die lineare Belastung durch die transportierte Ladung wird durch die Formel bestimmt:

Die lineare Belastung aus dem Eigengewicht beweglicher Teile (Bahnen mit Ketten) wird nach folgender Formel ermittelt:

A = 50 - Koeffizient abhängig von der Bahnbreite der Ladungsart

Die minimale Kettenspannung für einen bestimmten Förderer kann an den Punkten 1 oder 3 liegen (Abb. 1). Die Mindestspannung liegt bei Punkt 3, wenn folgende Bedingung erfüllt ist:

0,08 - Widerstandskoeffizient gegen Bewegung des Fahrgestells bei

gerade Abschnitte

Die Bedingung ist nicht erfüllt, daher liegt die Mindestspannung bei Punkt 1.

Wir akzeptieren die minimale Kettenspannung S min = S 1 = 1500 N. Mit der Methode des Gehens entlang der Kontur entlang der Bahn bestimmen wir die Spannung an den Punkten 1..6 (Abb. 1) mit einer ähnlichen Methode wie .

k = 1,06 - Anstiegskoeffizient der Kettenspannung beim Umrunden des Kettenrads

Abbildung 2. Spannungsdiagramm des Zugelements

Berechnung von Förderelementen

Berechnung und Auswahl des Elektromotors

Die Zugkraft des Antriebs wird durch die Formel bestimmt:

wobei k = 1,06 - Anstiegskoeffizient der Kettenspannung beim Biegen

Sterne

Die installierte Leistung des Elektromotors wird durch die Formel bestimmt:

wobei = 0,95 - Antriebseffizienz

k z = 1,1 - Gangreservefaktor

Wir akzeptieren einen Elektromotor mit erhöhtem Anlaufmoment der 4A-Serie

Motortyp - 4АР200L6УЗ;

Leistung N = 30 kW;

Drehzahl n Motor = 975 U/min;

Schwungmoment GD 2 = 1,81 kg m 2;

Masse m = 280 kg.

Wellenanschlussdurchmesser d = 55 mm.

Berechnung und Auswahl des Getriebes

Der Teilkreisdurchmesser der Antriebskettenräder wird durch die Formel bestimmt:

wobei t die Teilung der Antriebskette ist;

z – Anzahl der Kettenradzähne;

Wir gehen vorläufig von t = 0,2 m und z = 6 aus.

Die Drehzahl der Kettenräder wird durch die Formel bestimmt:

U/min (3.4)

Das Übersetzungsverhältnis wird durch die Formel bestimmt:

Das Drehmoment an der Abtriebswelle des Getriebes wird durch die Formel bestimmt:

Basierend auf den oben definierten Werten gehen wir von einem zweistufigen Stirnradgetriebe aus

Getriebetyp - 1Ц2У-250;

Übersetzungsverhältnis u = 25;

Nenndrehmoment an der Abtriebswelle bei hoher Belastung Mcr = 6300 Nm;

Masse m = 320 kg.

Die Antriebs- und Abtriebswellen haben konische Anschlussenden für Kupplungen (Abb. 3), ihre Hauptabmessungen sind in Tabelle 1 angegeben.

Abbildung 3. Schema der Montage der Teile auf der Welle.

Tabelle 1. Geometrische Parameter von Wellen

BERECHNUNGSARBEIT

PLATTENFÖRDERER

1.1 Zweck der Arbeit

Studieren Sie die Designs allgemeine Informationen, Funktionsprinzipien von Förderern und Methoden zur Bestimmung grundlegender Parameter.

1.2 Definition Plattenbandförderer

Sie werden Transporter genannt technische Mittel Kontinuierlicher Betrieb zum Bewegen von Schüttgütern und Stückgütern entlang bestimmter linearer Strecken. Sie sind in Förderer und Rohrleitungstransportgeräte unterteilt.

Nach dem Funktionsprinzip unterscheidet man zwischen Förderanlagen, bei denen sich die Ladung durch mechanischen Kontakt mit dem Transportelement (Band, Platte, Eimer, Abstreifer, Schnecke, Rollen) bewegt, und pneumatischen Transportanlagen, bei denen Die Bewegung von Schüttgütern erfolgt durch Schwerkraft oder einen Druckluftstrom.

Ein Plattenförderer ist ein Transportgerät mit einer Lastplatte aus Stahlplatten, die an einem Kettenzugelement befestigt ist.

Beim Transport von Materialien mit scharfen Kanten (zum Zuführen großer Steinstücke in Brecher) werden Plattenförderer eingesetzt, bei denen das Zugelement zwei endlose Ketten sind, die um die Antriebs- und Spannkettenräder laufen. An den Zugketten sind Metallplatten angebracht, die einander überlappen und verhindern, dass Material zwischen ihnen verschüttet wird (Abbildung 1.2). Der zulässige Neigungswinkel eines Plattenförderers mit flachen Platten ist geringer als der eines Bandförderers, weil Reibungswinkel des Ladungsmaterials auf dem Metall 2,5 ÷ 3,0 Mal weniger als mit Gummi-Gewebeband. Formplatten mit Quervorsprüngen an den Arbeitsflächen ermöglichen eine Vergrößerung des Neigungswinkels des Förderers. Plattenförderer werden auch zum Transport heißer Materialien, Teile und Produkte in Baufabriken eingesetzt.

Eigenschaften von Plattenbandförderern:

· Plattenstärke – ab 3 mm

· Blattbreite – ab 500 mm

· Bahngeschwindigkeit – ab 0,6 m/s

· Produktivität – von 250 bis 2000 t/h

· Einbauwinkel – bis zu 45°

Arbeitsgeräte der Plattenbandförderer:

· Kunststoffgewebe

· Laufrollen

· Zugorgan

· Antriebsstation

Vorteile:

· die Fähigkeit, ein breiteres Warenspektrum (im Vergleich zu Bandförderern) zu transportieren;

· Fähigkeit, Fracht auf Strecken mit starken Steigungen zu transportieren (bis zu 35°–45° und mit Schaufelplatten – bis zu 65°–70°);

· die Fähigkeit, Güter entlang einer komplexen räumlichen Flugbahn zu transportieren;

· hohe Zuverlässigkeit.

Mängel:

· niedrige Geschwindigkeit der Ladungsbewegung (bis zu 1,25 m/s);

· wie andere Kettenförderer:

· - großes lineares Gewicht des Förderers;

- Komplexität und hohe Betriebskosten aufgrund der Verfügbarkeit große Menge Gelenkelemente in Ketten, die regelmäßig geschmiert werden müssen;

· -höherer Energieverbrauch pro Masseneinheit der transportierten Ladung.

Der Plattenbandförderer wird zum Transport von Stückgütern verwendet. Gemäß dieser Bedingung müssen die Haupteigenschaften des vorgestellten Förderers berechnet werden.

Abbildung 1.9 – Diagramm eines Plattenförderers

Ausgangsdaten:

Plattenförderer mit wulstlosem Flachdeck;

a=400mm – Ladungsgröße;

QGR=1,10 kN – Lastgewicht;

P=1350 kN/Stunde – Förderproduktivität;

L=40 m – Förderbandlänge;

Die Arbeitsbedingungen sind schwierig

1.3.1 Bestimmen Sie die Breite des Bodenbelags INN:

=400+100=500 (mm) (1.1)

Wo: a=400 mm– angegebene Ladungsgröße;

A=100 mm– Rand der Bodenbelagsbreite.

Klingengeschwindigkeit υ , m/Sek, Plattenbandförderer wird gemäß Tabelle 1.10 entsprechend der Breite des Bodenbelags ausgewählt

Somit υ =0,4 m/Sek.

Als Zugelement kommen zwei Laschen-Steckketten VKG mit Speziallaschen mit Teilung zum Einsatz T=320 mm(gemäß Tabelle 1.11), entsprechend der Breite des Bodenbelags INN=500 mm, und mit einer Bruchlast SR=500 kN.

Tabelle 1.11 – Teilungsmaße von Flyerketten

Bestimmen Sie die lineare Gewichtsbelastung der Ladung Q, kN/m:

Wo: P=1350 kN/Stunde– Förderproduktivität; m ), (1.3)

Wo: QGR=1,10 kN– Gewicht einer Ladung;

q=0,9375 kN/m – lineare Gewichtsbelastung.

Akzeptieren Sie den Schrittwert TGR, M, aufgerundet. Dann TGR=1,17 M.

Wir berechnen die lineare Belastung vom Fördererchassis q K, kN/m, unter Verwendung der empirischen Formel für Hochleistungsdecks:

Breite der Terrassendiele ohne Seiten,

1,0 oder mehr

Aus Tabelle 1.13 wählen wir den Baus ω , vorausgesetzt, dass der Durchmesser der Kettenrolle größer ist als 20 mm. Somit ω=0,120.

Wo: kN - niedrigste Kettenspannung;

ω=0,120 – Bewegungswiderstandskoeffizient;

q=0,9375

qK =0,98

L=40 m– Förderbandlänge;

H=0 M- hochheben;

W B– Reibungswiderstand der Last an den festen Seiten, kN, (da es in diesem Fall also keine Seiten gibt W B=0 );

W P.R.– Pflugladerwiderstand, kN, (da die Beladung durch die Endtrommel erfolgt, dann W P.R=0 ).