(Nastavni rad)

n7.doc

Opcija 10

Dovršite dizajn lančane transportne trake (KCP 15) sa sljedećim karakteristikama:

• 
  izvođenje Q= 250 t/sat;
• 
  web brzina  = 0,8 m/s;
• 
  duljina transportera l= 90 m;
• 
  duljina horizontalnog presjeka l G= 40 m;
• 
  kut nagiba transportera  = 7 o;
• 
  gustoća prevezenog tereta  = 0,9 t/m3.

Samoprihvaćeni parametri koji nisu navedeni u zadatku:

U zadatku nije navedena vrsta tereta koji se premješta. Na temelju zadane gustoće (0,9 t/m3) može se pretpostaviti da je teret šećer, ali je malo vjerojatno da će se transporter tako velikog kapaciteta (250 t/sat) koristiti za transport šećera ili drugog prehrambenog proizvoda. .

Transporteri sa sličnim performansama koriste se u industriji ugljena, na primjer, u dugačkim stijenama ili transportnim nanosima za transport sirovog ugljena. Stoga prihvaćam sirovi ugljen kao teret koji se prevozi; gustoća sirovog ugljena zadovoljava uvjete zadatka.
Shema projektiranog transportera:

Slika 1.

1. Predračun.

Za izračun pretpostavljam pokretnu traku s valovitom trakom sa stranicama.

Izračun vršim prema metodi navedenoj u: str. 3.2.

1.1. Određivanje širine transportera.

Širina transportera određena je formulom:

m, (1.1)

Gdje: Q= 250 t/sat - produktivnost transportera;

 = 0,8 m/s - brzina mreže;

 = 0,9 t/m 3 - gustoća prevezenog tereta;

K  - koeficijent koji uzima u obzir kut nagiba transportera;

 = 40 o - kut nagiba tereta u mirovanju (prilog tablice 2);

h= 0,16 m - visina strana platna, biram iz nominalnog raspona;

 = 0,7 - koeficijent iskorištenja visine bočnih stranica (: strana 137).

Koeficijent K  određuje se formulom:

, (1.2)

Gdje:  = 7 o - kut nagiba transportera.

Zamjenom dobivenih vrijednosti u formulu 1.1, određujem širinu platna:

Za transportirani materijal koji sadrži velike komade do 10% ukupnog tereta mora biti ispunjen sljedeći uvjet:

mm, (1,3)

Gdje: a max= 80 mm - najveća veličina velikih komada (: stranica 136).

Uvjet je ispunjen.

Na kraju odabirem širinu platna iz nominalnog raspona B= 650 mm (: tablica 3.6)
1.2. Određivanje opterećenja na transportnom lancu.

Prvo prihvaćam lamelirani lanac tipa PVK (GOST 588-81) kao vučni element transportera.
Linearno opterećenje od prevezenog tereta određeno je formulom:

N/m (1,4)

Linearno opterećenje od vlastite težine pokretnih dijelova (mreža s lancima) određeno je formulom:

N/m, (1,5)

Gdje: A= 50 - koeficijent uzet ovisno o širini mreže i vrsti tereta (tablica 3.5).

Minimalna napetost lanca za određeni transporter može biti u točkama 1 ili 3 (slika 1). Minimalna napetost bit će u točki 3 ako je ispunjen sljedeći uvjet:

Gdje:  = 0,08 - koeficijent otpora kretanju šasije na ravnim dionicama (tablica 3.7).

Uvjet nije ispunjen, stoga će minimalna napetost biti u točki 1.

Prihvaćam minimalnu napetost lanca S min = S 1 = 1500 N. Koristeći metodu hodanja po konturi duž mreže, određujem napetost u točkama 1..6 (slika 1) koristeći metodu sličnu: točki 3.2.

Gdje: k:str.138).

Dijagram napetosti vučnog elementa:

Slika 2.
2. Konačni proračun elemenata transportera.

2.1. Proračun i izbor elektromotora.

Vučna sila pogona određena je formulom:

Gdje: k= 1,06 - koeficijent povećanja napetosti lanca pri savijanju oko lančanika (: str. 138).

Instalirana snaga elektromotora određena je formulom:

kW, (2,2)

Gdje:  = 0,95 - učinkovitost pogona (: stranica 139);

k h= 1,1 - faktor rezerve snage (: stranica 139).

kW

Prihvaćam elektromotor s povećanim startnim momentom serije 4A (Dodatak Tablica 16)

• 
  tip motora - 4AR200L6UZ;
• 
  vlast N= 30 kW;
• 
  frekvencija rotacije n dv= 975 o/min;
• 
  moment ljuljanja G.D. 2 = 1,81 kg m 2;
• 
  težina m= 280 kg.
• 
  spojni promjer osovine d = 55 mm.

2.2. Proračun i izbor mjenjača.

Promjer koraka pogonskih lančanika određuje se formulom:

m, (2.3)

Gdje: t- korak pogonskog lanca;

z- broj zubaca lančanika;

Prihvaćam unaprijed t= 0,2 m i z = 6.

m.

Frekvenciju rotacije lančanika određujem pomoću formule:

broj okretaja u minuti (2.4)

broj okretaja u minuti

Prijenosni omjer se određuje formulom:

(2.5)

Zakretni moment na izlaznom vratilu mjenjača određen je formulom:

Nm. (2.6)

Na temelju gore definiranih vrijednosti, prihvaćam dvostupanjski spiralni mjenjač (: Dodatak Tablica 27):

• 
  tip mjenjača - 1C2U-250;
• 
  Omjer prijenosa u = 25;
• 
  Nazivni izlazni moment za teške uvjete rada M kr= 6300 Nm;
• 
  masa m = 320 kg.

Slika 3.

Stol 1.

Svi podaci preuzeti iz: Prilog tablice. 29.

2.3. Konačni proračun i izbor vučnog lanca.

Izračunata sila u lancu određena je formulom:

N, (2,7)

Gdje: S

Određujem dinamičko opterećenje lanaca pomoću formule:

N, (2,8)

Gdje:  = 1,0 - koeficijent koji uzima u obzir smanjenje smanjene mase pokretnih dijelova transportera, odabire se prema: str.140 na L> 60 m.

Zamjenom pronađenih vrijednosti u formulu 2.7 određujem:

N.

Prekidna sila lanca određena je formulom:

N (2,9)
Na temelju gore definiranih vrijednosti prihvaćam pločasti lanac (:Dodatak Tablica 5):

• 
  vrsta lanca - M450 (GOST 588-81);
• 
  korak lanca t= 200 mm;
• 
  sila loma S rezolucija= 450 kN.

Da bih testirao čvrstoću lanca, izračunavam opterećenje lanca u trenutku pokretanja transportera.

Maksimalna sila u lancu pri pokretanju transportera određena je formulom:

N, (2.10)

Gdje: S d.p.- dinamička sila lanca pri pokretanju.

Dinamička sila lanca pri pokretanju određena je formulom:

N, (2.11)

Gdje: m k- smanjena masa pokretnih dijelova transportera;

 - kutno ubrzanje vratila elektromotora.

Reducirana masa pokretnih dijelova transportera određena je formulom

kg, (2,12)

Gdje: k g= 0,9 - koeficijent koji uzima u obzir elastično istezanje lanaca (: str. 140);

k u= 0,6 - koeficijent koji uzima u obzir smanjenje prosječne brzine rotirajućih masa u usporedbi s prosječnom brzinom (: str. 140);

Gu= 1500 kgf - težina rotirajućih dijelova transportera (bez pogona), prihvaćena prema: stranica 140

Kutno ubrzanje osovine elektromotora određeno je formulom:

rad/s 2, (2,13)

Gdje: ja itd- moment tromosti pokretnih masa transportera, sveden na osovinu motora.

M n.sr.- određuje se formulom:

H m, (2.14)

M p.st.- određuje se formulom:

H m, (2.15)

Moment inercije pokretnih masa transportera, smanjen na osovinu motora, određen je formulom:

H m s 2, (2.16)

Gdje: ja r.m.- moment tromosti rotora elektromotora i spojke klin-sleeve određuje se formulom:

H m s 2, (2.17)

Gdje: ja m= 0,0675 - moment tromosti spojnice klin-sleeve.

Zamjenom vrijednosti u formule 2.10 ... 2.17, dobivam maksimalnu silu u lancu pri pokretanju transportera.

H ms 2

H ms 2

rad/s 2

2.4. Proračun uređaja za zatezanje.

Prihvaćam zatezač tipa vijka.

Količina hoda zatezača ovisi o koraku lanca i određena je formulom (: klauzula 5.1):

Uzimam ukupnu duljinu vijka L oko = L+0,4 = 0,8 m.

Izračun vršim prema sljedećoj metodi: str. 2.4

Prihvaćam materijal za vijak - čelik 45 s dopuštenim naprezanjem na smicanje [  ] av = 100 N/mm 2 i granice razvlačenja  T= 320 N/mm2. Odaberem vrstu niti: pravokutni (GOST 10177-82).

Primam materijal za maticu - bronca Br. AZh9-4 s dopuštenim smičnim naprezanjem [  ] av = 30 N/mm 2, za drobljenje [  ] cm = 60 N/mm 2, vlačna čvrstoća  R= 48 N/mm2. Vrsta niti je ista.

Prosječni promjer navoja vijka određuje se formulom:

mm, (2,19)

Gdje:  = 2 - omjer visine matice i prosječnog promjera (:str. 106);

[str] = 10 N/mm 2 - dopušteno naprezanje u navoju, ovisno o materijalima za trljanje, kod trljanja čelika o broncu (: str. 106) [ str] = 8...12 N/mm 2 ;

K= 1,3 - koeficijent koji uzima u obzir neravnomjerno opterećenje zavojnica (: str. 106);

mm

Unutarnji promjer navoja određen je formulom:

mm, (2,20)

S obzirom da je dužina vijka velika i potrebna veća stabilnost, prihvaćam d 1 = 36 mm.
Korak navoja određuje se formulom:

Prilagođena vrijednost prosječnog promjera navoja određena je formulom:

Vanjski promjer navoja određen je formulom:

Prednji kut navoja određuje se formulom:

Provjeravam pouzdanost samokočenja za što mora biti ispunjen sljedeći uvjet:

, (2.25)

Gdje: f= 0,1 - koeficijent trenja između čelika i bronce.

Uvjet je ispunjen.

Provjeravam stabilnost. Uvjet za stabilnost je (:str. 107):

, (2.26)

Gdje:  - koeficijent klizanja dopuštenih tlačnih naprezanja, pri proračunu stabilnosti, određuje se u ovisnosti o savitljivosti vijka ().

[ -1 P] - dopušteno tlačno naprezanje.

Dopušteno tlačno naprezanje određeno je formulom:

N/mm 2, (2,27)

Fleksibilnost vijka određena je formulom:

, (2.28)

gdje je:  =2 - reducirani koeficijent duljine (: str. 107).

Od: stol 2.39 na temelju poznate fleksibilnosti vijka koji nalazim  = 0,22. Dobivene podatke zamjenjujem u uvjet 2.26:

Uvjet je ispunjen.

Budući da vijak radi u napetosti, nije potrebno provjeravati stabilnost.

Provjeravam čvrstoću vijka, stanje čvrstoće:

, (2.29)

Gdje:
(gore definirano);

M 1 - moment trenja u navoju (N mm);

M 2 - moment trenja na peti (zaustav) (N mm);

Moment trenja u niti određen je formulom:

Moment trenja na peti određuje se formulom:

N mm, (2,31)

Gdje: d n= 20 mm - promjer pete, manje se prihvaća d 1 .

Dobivene podatke zamjenjujem u uvjet 2.29:

Uvjet je ispunjen.

Visina matice određena je formulom:

Broj navoja u matici određuje se formulom:

(2.33)

Provjeravam čvrstoću na smicanje navoja matice, stanje čvrstoće je:

(2.33)

Uvjet je ispunjen

Oprugu zatezača biram prema metodi: Vol. 3, Poglavlje 2.

Preostale dimenzije zateznog uređaja uzimaju se konstrukcijski.

2.5. Proračun vratila i izbor ležajeva.

2.5.1. Pogonsko vratilo.

Prihvaćam čelik 45 kao materijal osovine (promjer obratka veći od 120 mm  U  1 = 0.43 B= 314 N/mm2,  -1 = 0.58  1 = 182 N/mm2

Određujem približni minimalni promjer osovine samo na temelju torzije pomoću formule:

mm, (2,34)

gdje je: M = 5085 Nm - moment na osovini (prethodno utvrđen);

[] k = 25 N/mm 2 - dopušteno torzijsko naprezanje za čelik 45 (: stranica 96).

mm.

Iz standardnog raspona (GOST 6636-69 R 40) odaberite najbližu vrijednost promjera d pv= 100 mm. Prihvaćam ovaj promjer za ležajeve. Za pričvršćivanje pogonskih lančanika uzimam promjer d= 120 mm. Širina glavčine pogonskog lančanika određena je na temelju potrebne duljine klina za prijenos momenta. Duljina ključa određena je iz uvjeta kolapsa i čvrstoće:

, (2.35)

Gdje: l- duljina ključa, mm;

d- promjer osovine na mjestu klina, mm;

h, b, t 1 , - dimenzije poprečni presjek ključevi, mm (odaberite iz: Tablica 6.9);

[ ] cm- dopušteno naprezanje ležaja, za čelične glavčine 100-120 N/mm 2.

Također, na temelju uvjeta 2.35, određujem parametre ključa za spojni kraj osovine, čiji se promjer uzima d= 95 mm i duž l= 115 mm (ograničenja spajanja). Vrijednosti svih geometrijskih dimenzija ključeva date su u tablici 2.

Tablica 2.

* Koristim dva ključa koji se nalaze pod kutom od 180 o.

Na temelju duljine ključeva za pogonske lančanike, odabirem duljinu glavčina potonjih l sv= 200 mm.
Uzimajući u obzir gore navedene dimenzije, kao i dimenzije elemenata za pričvršćivanje, konstruktivno pretpostavljam da je razmak između središta ležajeva 1300 mm.

Dijagram konstrukcije pogonskog vratila i dijagram momenata savijanja je sljedeći (zanemarujem težinu lančanika):

Slika 4.

Gdje: R 1 I R 2 - reakcija oslonaca u ležajevima, N;

P- opterećenje na lančanicima određuje se formulom:

N. (2,36)

Zbog simetrije konstrukcijskih i reakcijskih opterećenja nosača R 1 = R 2 = P= 13495 N.

Probni proračun osovine na čvrstoću .

Uvjet za čvrstoću osovine je sigurnosna granica, određena formulom:

, (2.37)

Gdje: n  - faktor sigurnosti za normalna naprezanja;

n  - faktor sigurnosti za tangencijalna naprezanja.

[n] = 2,5 - minimalna prihvatljiva sigurnosna granica.

Faktor sigurnosti za normalna naprezanja, pod uvjetom da nema aksijalnih opterećenja, određuje se formulom:

, (2.38)

Gdje: k  = 1,75 efektivni faktor koncentracije naprezanja (tablica 6.5);

  = 0,7 faktor razmjera za normalna naprezanja (tablica 6.8);

  - amplituda normalnih naprezanja na savijanje, N/mm 2, određena je formulom:

, (2.39)

Gdje: W- moment otpora na savijanje, mm 3, određuje se formulom:

mm 3 (2,40)

Faktor sigurnosti za tangencijalna naprezanja određuje se formulom:

, (2.41)

Gdje: k  = 1,6 efektivni koeficijent koncentracije torzijskog naprezanja (tablica 6.5);

  = 0,59 faktor razmjera za normalna naprezanja (tablica 6.8);

  =  m- amplituda i prosječno naprezanje, N/mm 2, određeno formulom:

, (2.42)

Gdje: W Do- moment otpora na torziju, mm 3, određuje se formulom:

mm 3 (2,43)

Zamjenjujem vrijednosti u formule 2.37 ... 2.43

N/mm 2.

N/mm 2.

Uvjet je ispunjen.

Izbor ležajeva.

Budući da prilikom ugradnje zasebnih kućišta ležaja na okvir transportera dolazi do kršenja njihovog poravnanja i neusklađenosti vratila, odabirem dvoredne sferne kuglične ležajeve 1320 (GOST 5720-75 i 8545-75) sa sljedećim parametrima:

d= 100 mm (unutarnji promjer)

D= 215 mm (vanjski promjer)

B= 47 mm (širina)

C= 113 kN (dinamičko opterećenje)

Provjeravam ležajeve na izdržljivost, koju određujem pomoću formule:

h, (2,44)

Gdje: n= 39 o / min - brzina rotacije osovine;

P uh- ekvivalentno opterećenje ležaja, pod uvjetom da nema aksijalnih opterećenja, određuje se formulom:

N, (2,45)

Gdje: V= 1 - koeficijent koji uzima u obzir rotaciju prstenova (: strana 117);

K T= 1 - temperaturni koeficijent (: tablica 7.1);

K  = 2,0 - faktor opterećenja (tablica 7.2).

h

Trajnost je dovoljna.
2.5.2. Osovina zatezača.

Izračun provodim slično paragrafu 2.5.1.

Uzimam čelik 45 kao materijal osovine (promjer obratka veći od 100 mm: tablica 3.3), vlačna čvrstoća  U= 730 N/mm 2, granice izdržljivosti:  1 = 0.43 B= 314 N/mm2,  -1 = 0.58  1 = 182 N/mm2

Strukturno se pretpostavlja da je promjer osovine 0,8 promjera pogonske osovine d= 80 mm (: klauzula 5.3.1.)

Dijagram dizajna osovine je sličan Sl. 4.

N.

Prihvaćam ovaj promjer za ležajeve. Za pričvršćivanje pogonskih lančanika uzimam promjer d= 100 mm. Konstruktivno uzimam širinu glavčine pogonskog lančanika.

Provjeravam čvrstoću osovine samo naprezanjem savijanja, jer... moment na osovini je minimalan (31,4 Nm).

N/mm 2.

Ponuda je više nego dovoljna.

Izbor ležajeva.

Budući da prilikom ugradnje zasebnih kućišta ležaja na okvir transportera dolazi do kršenja njihovog poravnanja i neusklađenosti vratila, odabirem dvoredne sferne radijalne kuglične ležajeve 1218 (GOST 5720-75 i 8545-75) sa sljedećim parametrima:

d= 800 mm (unutarnji promjer)

D= 160 mm (vanjski promjer)

B= 30 mm (širina)

C= 44,7 kN (dinamičko opterećenje)

h

Trajnost je dovoljna.

2.6. Proračun i izbor kočnih uređaja i spojnica.

Kada se transporter isključi u opterećenom stanju zbog nagiba dijela transportera, težina tereta će stvoriti silu usmjerenu u smjeru suprotnom od kretanja trake. Tu silu određujem pomoću formule (zanemarujući otpor lančanika):

Negativna vrijednost sile znači da je sila trenja elemenata transportera veća od sile kotrljanja tereta, te stoga nema potrebe za korištenjem uređaja za kočenje.

Za prijenos okretnog momenta s elektromotora na ulaznu osovinu mjenjača koristim elastičnu spojku s klinom tipa MUVP (GOST 21424-75) s provrtima polovica spojke za osovinu motora ( d dv= 55 mm) i ispod ulaznog vratila mjenjača (konusni provrt d p1= 40 mm).

Zakretni moment koji se dovodi na osovinu elektromotora jednak je omjeru zakretnog momenta na izlaznom vratilu mjenjača i prijenosnog omjera mjenjača M dv= 203,4 Nm.

Uzimajući u obzir marginu i ukupne dimenzije, prihvaćam spojku s nazivnim momentom M kr= 500 Nm, s najvećim (ukupnim) promjerom spojnice D = 170 mm, maksimalnom duljinom L = 225 mm, brojem klinova n= 8, duljina prsta l= 66 mm, spojni navoj zatika M10. (Podaci o spojnici preuzeti su iz: Dodatak Tablice 42, 43.)

Za prijenos okretnog momenta s izlaznog vratila mjenjača na pogonsko vratilo koristim zupčastu spojku tipa MZ (GOST 5006-83) sa konusnim provrtom (verzija K d p2= 90 mm) za spajanje na izlaznu osovinu mjenjača. Provrt spojke za spajanje na pogonsko vratilo je cilindričan d= 95 mm s dva utora za ključ.

Iz predloženog popisa (Dodatak Tablica 45) odabirem spojku s nazivnim momentom M kr= 19000 Nm.

2.7. Izračun zvijezda.

Poznati parametri:

• 
  promjer koraka lančanika d e= 400 mm;
• 
  broj zuba z = 6;
• 
  nagib zuba t= 200 mm.
• 
  promjer valjka lanca D ts= 120 mm.

mm, (2,47)

gdje je: K=0.7 - koeficijent visine zuba (:t.2 tabela 31).

Promjer kruga udubljenja određuje se formulom:

Pomak središta lukova udubljenja određuje se formulom:

e = 0.01 .. 0.05 t= 8 mm. (2,49)

Radijus šupljina zuba određuje se formulom:

r = 0.5(D ts - 0.05t) = 50 mm. (2,50)

Kut pola zuba  = 15 o (:t.2 tablica 31).

Kut zuba  = 86 o (:t.2 tablica 31).

Polumjer zakrivljenosti glave zuba određuje se formulom:

Visina ravnog dijela profila zuba određena je formulom:

mm. (2,52)

Širinu zuba određujem po formuli:

b f= 0,9 (50 - 10) - 1 = 35 mm. (2,53)

Širina vrha zuba određena je formulom:

b = 0.6b f= 21 mm. (2,54)

Promjer krune određuje se formulom:

mm, (2,55)

Gdje: d 5 = 150 mm - promjer prirubnice valjka lanca;

h= 70 mm - širina ploče lanca.

2.8. Proračun pojedinih konstruktivnih elemenata transportera.

Kao nosivi nosač za valjke lanca odabirem kanal 12 prema GOST 8240-89 s momentom otpora savijanja W x= 8,52 cm 3. Potporni kanal počiva na zavarenim okvirima, određujem udaljenost između okvira:

Najveći dopušteni moment savijanja za kanal 12 određen je formulom:

Uzimajući u obzir činjenicu da je cjelokupno opterećenje raspoređeno na dva kanala, najveću duljinu raspona određujem pomoću formule (izostavljam izvođenje formule):

m. (2,57)

Kako bih spriječio prekomjerno progib nosivog kanala, prihvaćam 3-struku sigurnosnu marginu i duljinu raspona od 1,2 m.
Polumjer savijanja na prijelazu transportera iz nagnutog dijela u vodoravni dio, na temelju koraka lanca, prema prihvaćenom R= 3 m.

Književnost.

1. Baryshev A.I., Steblyanko V.G., Khomichuk V.A. Mehanizacija PRTS radova. Nastavni rad i diplomski dizajn transportnih strojeva: Tutorial/ Pod općim uredništvom A.I. Barysheva - Donetsk: DonGUET, 2003. - 471 str., ilustr.
2. Baryshev A.I., Mehanizacija utovarno-istovarnih, transportnih i skladišnih poslova u Industrija hrane. Dio 2. Transportni strojevi. - Donjeck: DonGUET, 2000. - 145 str.
3. S.A. Černavski Dizajn tečaja strojnih dijelova, M.: Mashinostroenie, 1979. 351 str.
4. Anufriev V.I. Priručnik dizajnera i inženjera strojarstva u tri toma, M.: Mašinostroenie, 2001.
5. Yablokov B.V., Belov S.V. Smjernice za projekt kolegija o uređajima za podizanje i transport (pločasti transporteri), Ivanovo, 2002.

Uvod

Pločasti transporteri dizajnirani su za premještanje teške (500 kg ili više) komadne robe, velikih komada, uklj. materijale s oštrim rubovima, kao i terete zagrijane na visoke temperature. Pločasti transporteri, stacionarni ili mobilni, imaju iste osnovne komponente kao i trakasti transporteri.

Nosivo tijelo je metalna, rjeđe drvena, plastična podna ploča, koja se sastoji od zasebnih ploča pričvršćenih na 1 ili 2 vučna lanca (čahura-valjak). Paluba može biti ravna, valovita ili u obliku kutije, bez rubova ili s rubovima. Vučni lanci idu oko pogonskih i zateznih zupčanika montiranih na krajevima okvira. Postoje trakasti transporteri opće namjene (osnovni tip) i posebni.Za povećanje produktivnosti, ravni palubni transporteri dopunjeni su fiksnim stranicama. Tipični tračni transporteri imaju kapacitet do 2000 t/h. Odvojen pogled pločasti transporteri, koji su postali najrašireniji u Rusiji u posljednjih 15-20 godina, su transporteri s modularnom trakom. Traka može biti plastična ili čelična. Širok raspon proizvedenih remena također određuje njihovu široku primjenu: od interoperativnog transporta i dopreme proizvoda direktno do stroja, do upotrebe u prehrambenoj industriji, kao iu trgovini.

1. Opis dizajna

Slika 1. Shema projektiranog transportera:

Glavne montažne jedinice pokretne trake su: lamelna tkanina, pokretni valjci, vučni element i uređaj za zatezanje. Ploče od tkanine s pravokutnim ili trapezoidnim poprečnim presjekom izrađene su utisnute; debljina ploča za transport ugljena je 3-4 mm, za velike stijene težine 6-8 mm. Valjci su pričvršćeni na ploče pomoću kratke konzole ili kroz osovine. Kao vučni element na koji su fiksirane ploče koriste se lanci s 1 ili 2 ploče ili okrugle veze. Transporter za savijanje ima jedan lanac s okruglom karikom. Pogonska krajnja stanica uključuje elektromotor, kvačilo, mjenjač i pogonsko vratilo s pogonskim lančanikom. Moguće je ugraditi srednje pogone tipa gusjenice, u kojima su bregovi pričvršćeni na pogonski lanac i međusobno djeluju s karikama vučni lanac transportera. Uređaj za zatezanje obično se nalazi na zadnjem kraju transportera. Prednosti pločastog transportera: mogućnost transporta abrazivne stijenske mase duž zakrivljene rute s malim polumjerima zakrivljenosti; manja otpornost na kretanje i potrošnja energije nego u strugačkim transporterima; mogućnost ugradnje srednjih pogona, što vam omogućuje povećanje duljine transportera u jednom vlaku.

Nedostaci: velika potrošnja metala, složen dizajn pločastog platna i teškoće čišćenja od ostataka mokre i ljepljive stijenske mase, deformacija ploča tijekom rada, što uzrokuje rasipanje finih frakcija.

2. Proračun trakastog transportera

.1 Određivanje širine transportera

Za izračun pretpostavljamo transporter s valovitom trakom sa stranicama.

Širina transportera određena je formulom:

m, (2.1)

gdje je Q = 850 t/sat - produktivnost transportera;

u = 1,5 m/s - brzina mreže;

r = 2,7 t/m 3 - gustoća prevezenog tereta;

K β =0,95 - koeficijent koji uzima u obzir kut nagiba transportera;

j = 45 o - kut nagiba tereta u mirovanju;

h = 0,16 m - visina stranica platna, odabrana iz nominalnog raspona;

y = 0,7 - faktor iskorištenja bočne visine

Koeficijent K β određuje se formulom:

b =10 o - kut nagiba transportera.

Dobivene vrijednosti zamijenimo u formulu (1.1)

Za transportirani materijal koji sadrži velike komade do 10%

od ukupnog opterećenja mora biti ispunjen sljedeći uvjet:

mm (2,3)

a max = 80 mm - najveća veličina velikih komada.

Uvjet je ispunjen.

Na kraju odabiremo širinu rebra iz nominalnog raspona B = 400 mm

2.2 Određivanje opterećenja u transportnom lancu

Preliminarno ga prihvaćamo kao vučni element pokretne trake

pločasti lanac tipa PVK (GOST 588-81).

Linearno opterećenje od prevezenog tereta određeno je formulom:

(2.4)

Linearno opterećenje od vlastite težine pokretnih dijelova (mreža s lancima) određeno je formulom:

N/m, (2,5)

A = 50 - koeficijent uzet ovisno o širini mreže vrste tereta

Minimalna napetost lanca za određeni transporter može biti u točkama 1 ili 3 (slika 1). Minimalna napetost bit će u točki 3 ako je ispunjen sljedeći uvjet:

w = 0,08 - koeficijent otpora kretanju šasije na

ravne dionice

Uvjet nije ispunjen, stoga će minimalna napetost biti u točki 1.

Prihvaćamo minimalnu napetost lanca S min = S 1 = 1500 N. Koristeći metodu hodanja duž konture duž mreže, određujemo napetost u točkama 1..6 (slika 1) koristeći metodu sličnu .

k = 1,06 - koeficijent povećanja napetosti lanca pri obilasku lančanika

N.

Slika 2. Zatezni dijagram vučnog elementa

3. Proračun elemenata transportera

.1 Proračun i izbor elektromotora

Vučna sila pogona određena je formulom:

gdje je k = 1,06 - koeficijent povećanja napetosti lanca pri savijanju

zvijezde

Instalirana snaga elektromotora određena je formulom:

kW, (3,2)

gdje je h = 0,95 - učinkovitost pogona

k z = 1,1 - faktor rezerve snage

Prihvaćamo elektromotor s povećanim startnim momentom serije 4A

tip motora - 4AR200L6UZ;

snaga N = 30 kW;

brzina vrtnje n motor = 975 o/min;

moment ljuljanja GD 2 = 1,81 kg m 2;

masa m = 280 kg.

spojni promjer osovine d = 55 mm.

3.2 Proračun i izbor mjenjača

Promjer koraka pogonskih lančanika određuje se formulom:

gdje je t korak pogonskog lanca;

z - broj zubaca lančanika;

Uvjetno pretpostavljamo t = 0,2 m i z = 6.

m.

Brzina rotacije lančanika određena je formulom:

RPM (3.4)

broj okretaja u minuti

Prijenosni omjer se određuje formulom:

(3.5)

U

Zakretni moment na izlaznom vratilu mjenjača određen je formulom:

Nm. (3.6)

M

Na temelju gore definiranih vrijednosti prihvaćamo dvostupanjski spiralni prijenosnik

tip mjenjača - 1C2U-250;

prijenosni omjer u = 25;

nazivni zakretni moment na izlaznom vratilu pod teškim uvjetima Mcr = 6300 Nm;

masa m = 320 kg.

Ulazna i izlazna osovina imaju konusne spojne krajeve za spojke (slika 3), njihove glavne dimenzije dane su u tablici 1.

Slika 3. Shema postavljanja dijelova na osovinu.

Tablica 1. Geometrijski parametri vratila

3.3 Proračun i izbor vučnog lanca

Projektirana sila u lancu određena je formulom:

N, (3,7)

Dinamičko opterećenje lanca određeno je formulom:

N, (3,8)

gdje je y = 1,0 koeficijent koji uzima u obzir smanjenje smanjene mase pokretnih dijelova transportera, odabran prema L > 60 m.

Zamjenom pronađenih vrijednosti u formulu (3.7) dobivamo:

N.

Prekidna sila lanca određena je formulom:

Na temelju gore definiranih vrijednosti prihvaćamo pločasti lanac

vrsta lanca - M450 (GOST 588-81);

korak lanca t = 200 mm;

prekidna sila S cut. = 450 kN.

Da bismo testirali čvrstoću lanca, izračunat ćemo opterećenje lanca u trenutku pokretanja transportera.

Maksimalna sila u lancu pri pokretanju transportera određena je formulom:

N, (3.10)

gdje je S d.p dinamička sila lanca pri pokretanju.

Dinamička sila lanca pri pokretanju određena je formulom

N, (3.11)

gdje je m k smanjena masa pokretnih dijelova transportera;

Reducirana masa pokretnih dijelova transportera određena je formulom

kg, (3,12)

gdje je k y = 0,9 koeficijent koji uzima u obzir elastično produljenje lanaca

k u = 0,6 - koeficijent koji uzima u obzir smanjenje prosječne brzine

rotacijske mase u usporedbi s prosječnom brzinom.

Gu = 1500 kgf - težina rotirajućih dijelova transportera (bez pogona), uzeta prema

Kutno ubrzanje osovine elektromotora određeno je formulom:

rad/s 2 , (3.13)

gdje je I pr moment tromosti pokretnih masa transportera, sveden na osovinu motora.

M p.sr - određeno formulom:

H m, (3.14)

M p.st - određeno formulom:

H m, (3.15)

Moment inercije pokretnih masa transportera, smanjen na osovinu motora, određen je formulom:

H m s 2, (3.16)

gdje je I r.m moment tromosti rotora elektromotora i spojke rukavac-pin, određen formulom:

H m s 2, (3.17)

gdje je I m = 0,0675 moment tromosti čahure spojnice.

Zamjenom vrijednosti u formule 3.10... 3.17, dobivamo maksimalnu silu u lancu pri pokretanju transportera.

H ms 2

H ms 2

rad/s 2

3.4 Proračun zatezača

Usvajamo uređaj za zatezanje tipa vijka.

Veličina hoda zatezača ovisi o koraku lanca i određena je formulom

Ukupna duljina vijka je L rev = L+0,4 = 0,8 m.

Prihvatamo materijal za vijak - čelik 45 s dopuštenim posmičnim naprezanjem σ av = 100 N/mm 2 i granicom tečenja s T = 320 N/mm 2. Odaberem vrstu niti: pravokutni (GOST 10177-82).

Primamo materijal za maticu - bronca Br. AZh9-4 s dopuštenim smičnim naprezanjem σ av = 30 N/mm 2, naprezanjem gnječenja σ cm = 60 N/mm 2, vlačnim naprezanjem s P = 48 N/mm 2. Vrsta niti je ista.

Prosječni promjer navoja vijka određuje se formulom:

mm, (3,19)

gdje je y = 2 - omjer visine matice i prosječnog promjera

[p] = 10 N/mm 2 - dopušteno naprezanje u navoju, ovisno o materijalima za trljanje, tijekom trenja čelika o broncu [p] = 8...12 N/mm 2;

K = 1,3 - koeficijent koji uzima u obzir neravnomjerno opterećenje zateznih zavojnica

mm

Unutarnji promjer navoja određen je formulom:

Mm, (3.20)

S obzirom da je duljina vijka velika i potrebna veća stabilnost, uzimamo d 1 = 36 mm.

Korak navoja određuje se formulom:

mm (3,21)

Prilagođena vrijednost prosječnog promjera navoja određena je formulom:

mm (3,22)

Vanjski promjer navoja određen je formulom:

mm (3,23)

Kut zavojnice niti određuje se formulom:

Provjeravamo pouzdanost samokočenja za što mora biti ispunjen sljedeći uvjet:

, (3.25)

gdje je f = 0,1 koeficijent trenja između čelika i bronce.

Uvjet je ispunjen.

Provjeravamo stabilnost.

, (3.26)

gdje je j koeficijent klizanja dopuštenih tlačnih naprezanja, a pri proračunu stabilnosti određuje se u ovisnosti o fleksibilnosti vijka (l).

Dopušteno tlačno naprezanje.

Dopušteno tlačno naprezanje određeno je formulom:

N/mm 2, (3,27)

Fleksibilnost vijka određena je formulom:

, (3.28)

gdje je m =2 - reducirani koeficijent duljine

Na temelju poznate savitljivosti vijka nalazim j = 0,22. Dobivene podatke zamijenimo u uvjet 2.26:

Uvjet je ispunjen.

Budući da vijak radi u napetosti, nije potrebno provjeravati stabilnost.

Provjeravamo čvrstoću vijaka, stanje čvrstoće:

, (3.29)

Gdje (gore definirano);

M 1 - moment trenja u navoju (N mm);

M 2 - moment trenja na peti (zaustav) (N mm)

Moment trenja u niti određen je formulom:

N m (3,30)

Moment trenja na peti određuje se formulom:

N mm, (3,31)

gdje je d n = 20 mm promjer pete, uzet manji od d 1.

Dobivene podatke zamijenimo u uvjet 3.29:

Uvjet je ispunjen.

Visina matice određena je formulom:

mm (3,32)

Broj navoja u matici određuje se formulom:

Provjeravamo čvrstoću na smicanje navoja matice, stanje čvrstoće:

Uvjet je ispunjen

3.5 Proračuni vratila

Pogonsko vratilo

Uzimamo čelik 45 kao materijal osovine, vlačna čvrstoća

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

Određujem približni minimalni promjer osovine samo na temelju torzije pomoću formule:

mm, (3,34)

gdje je M = 5085 Nm - moment na osovini

25 N/mm 2 - dopušteno torzijsko naprezanje za čelik 45

mm.

Iz standardne serije (GOST 6636-69 R40) odabiremo najbližu vrijednost promjera d pv = 100 mm. Ovaj promjer prihvaćamo za ležajeve. Za pričvršćivanje pogonskih lančanika uzimamo promjer d = 120 mm. Širina glavčine pogonskog lančanika određena je na temelju potrebne duljine klina za prijenos momenta.

Duljina ključa određena je iz uvjeta kolapsa i čvrstoće:

, (3.35)

gdje je l duljina ključa, mm;

d - promjer osovine na mjestu ugradnje ključa, mm;

h, b, t 1, - dimenzije poprečnog presjeka ključa, mm

[s] cm - dopušteno naprezanje ležaja, za čelične glavčine 100-120 N/mm 2.

Također, na temelju uvjeta 3.35 određujemo parametre klina za spojni kraj osovine čiji promjer uzimamo d = 95 mm, a duljinu l = 115 mm. Vrijednosti svih geometrijskih dimenzija ključeva unesene su u tablicu 2.

Tablica 2. Geometrijski parametri vratila

* Koristimo dva ključa koji se nalaze pod kutom od 180 o.

Na temelju duljine ključeva za pogonske lančanike, odabiremo duljinu glavčina potonjih kao l st = 200 mm.

Dijagram konstrukcije pogonskog vratila i dijagram momenata savijanja ima oblik

Slika 4. Momentni dijagrami

gdje su R1 i R2 reakcije oslonaca u ležajevima, N;

P je opterećenje na lančanicima, određeno formulom:

N. (3,36)

Zbog simetrije konstrukcijskih i reakcijskih opterećenja nosača

R1 = R2 = P = 13495 N.

Izračun se provodi slično stavku 2.5.1.

Uzimamo čelik 45 kao materijal osovine (promjer obratka veći od 100 mm), vlačna čvrstoća s B = 730 N/mm 2, granice izdržljivosti: s -1 = 0,43 s B = 314 N/mm 2, t -1 = 0,58 s - 1 = 182 N/mm 2

Promjer osovine konstrukcijski je uzet kao 0,8 promjera pogonske osovine d = 80 mm

Dijagram dizajna osovine je sličan Sl. 4.

N.

Ovaj promjer prihvaćamo za ležajeve. Za pričvršćivanje pogonskih lančanika uzimamo promjer d = 100 mm. Širina glavčine pogonskog lančanika uzima se konstruktivno.

3.6 Odabir ležajeva

Budući da prilikom ugradnje zasebnih kućišta ležaja na okvir transportera dolazi do kršenja njihovog poravnanja i neusklađenosti vratila, odabiremo dvoredne kuglične ležajeve 1320 (GOST 5720-75 i 8545-75) sa sljedećim parametrima:

d = 100 mm (unutarnji promjer)

D = 215 mm (vanjski promjer)

B = 47 mm (širina)

C = 113 kN (dinamičko opterećenje)

Provjeravamo ležajeve na izdržljivost, koja se određuje formulom:

h, (3,37)

gdje je n = 39 o / min - brzina rotacije osovine;

P e - ekvivalentno opterećenje ležaja, pod uvjetom da nema aksijalnih opterećenja, određuje se formulom:

N, (3,38)

gdje je V = 1 - koeficijent koji uzima u obzir rotaciju prstenova

K T = 1 - temperaturni koeficijent

K s = 2,0 - faktor opterećenja

h. Trajnost je dovoljna

Budući da prilikom ugradnje zasebnih kućišta ležaja na okvir transportera dolazi do kršenja njihovog poravnanja i neusklađenosti vratila, odabirem dvoredne sferne radijalne kuglične ležajeve 1218 (GOST 5720-75 i 8545-75) sa sljedećim parametrima:

d = 800 mm (unutarnji promjer)

D = 160 mm (vanjski promjer)

B = 30 mm (širina)

C = 44,7 kN (dinamičko opterećenje)

h. Dovoljna trajnost.

Na temelju napravljenih proračuna utvrđujemo da će ležajevi raditi tijekom cijelog radnog vijeka.

.7 Proračun i izbor kočnih uređaja i spojnica

Kada se transporter isključi u opterećenom stanju zbog nagiba dijela transportera, težina tereta će stvoriti silu usmjerenu u smjeru suprotnom od kretanja trake. Ta se sila određuje formulom

N. (3,39)

Negativna vrijednost sile znači da je sila trenja elemenata transportera veća od sile kotrljanja tereta, te stoga nema potrebe za korištenjem uređaja za kočenje.

Za prijenos okretnog momenta s elektromotora na ulaznu osovinu mjenjača koristimo elastičnu klinastu spojku tipa MUVP (GOST 21424-75) s provrtima polovica spojke za osovinu motora (d d = 55 mm) i za ulaznu osovinu mjenjača (konusni provrt d p1 = 40 mm) .

Zakretni moment koji se dovodi na vratilo elektromotora jednak je omjeru zakretnog momenta na izlaznom vratilu mjenjača i prijenosnog omjera motora mjenjača M = 203,4 Nm.

Uzimajući u obzir marginu i ukupne dimenzije, prihvaćamo spojku s nazivnim momentom M cr = 500 Nm, s najvećim (ukupnim) promjerom spojke D = 170 mm, maksimalnom duljinom L = 225 mm, brojem prstiju n = 8, duljina prsta l = 66 mm, spojni navoj klina M10.

Za prijenos okretnog momenta s izlaznog vratila mjenjača na pogonsko vratilo koristim zupčastu spojku tipa MZ (GOST 5006-83) sa konusnim provrtom (verzija K d p2 = 90 mm) za spajanje na izlazno vratilo mjenjača . Provrt spojke za spajanje na pogonsko vratilo je cilindričan d = 95 mm s dva utora za klin.

Odabiremo spojku s nazivnim momentom Mcr = 19000 Nm.

.8 Proračun lančanika

Poznati podaci za izračun:

promjer koraka lančanika d e = 400 mm;

broj zubaca z = 6;

korak zuba t = 200 mm.

promjer valjaka lanca D c = 120 mm.

Promjer vanjskog kruga određen je formulom:

mm, (3,40)

gdje je K=0,7 - koeficijent visine zuba

Promjer kruga udubljenja određuje se formulom:

Mm, (3,41)

Pomak središta lukova udubljenja određuje se formulom:

e = 0,01. 0,05 t = 8 mm. (3,42)

Radijus šupljina zuba određuje se formulom:

r = 0,5 (D c - 0,05t) = 50 mm. (3,44)

Polumjer zakrivljenosti glave zuba određuje se formulom:

Mm. (3,45)

Visina ravnog dijela profila zuba određena je formulom:

mm. (3,46)

Širinu zuba određujem po formuli:

b f = 0,9 (50 - 10) - 1 = 35 mm. (3,47)

Širina vrha zuba određena je formulom:

b = 0,6b f = 21 mm. (3,48)

Promjer krune određuje se formulom:
Nakon izrade kolegija projektirali smo lančani i pločasti transporter sljedećih parametara:

Produktivnost Q =850 t/sat;

Brzina mreže u = 1,5 m/s;

Dužina transportera l = 90 m;

Duljina vodoravne dionice l g = 25 m;

Kut nagiba transportera β = 10 o ;

Gustoća prevezenog tereta r = 2,7 t/m 3

Također smo izračunali njegove glavne elemente i testirali ih na snagu i izdržljivost.

Bibliografija

1. Baryshev A.I., Steblyanko V.G., Khomichuk V.A. Mehanizacija PRTS radova. Projektiranje tečaja i diplome transportnih strojeva: Udžbenik / Pod općim uredništvom A.I. Barysheva - Donetsk: DonGUET, 2003. - 471 str., ilustr.

Baryshev A.I., Mehanizacija utovarno-istovarnih, transportnih i skladišnih operacija u prehrambenoj industriji. Dio 2. Transportni strojevi. - Donjeck: DonGUET, 2000. - 145 str.

Chernavsky S.A. Dizajn tečaja strojnih dijelova, M.: Mashinostroenie, 1979. - 351 str.

Anufriev V.I. Priručnik dizajnera i inženjera strojarstva u tri toma, M.: Mašinostroenie, 2001.

Yablokov B.V., Belov S.V. Smjernice za projekt tečaja o uređajima za podizanje i transport (pločasti transporteri), Ivanovo, 2002.

Parametri i produktivnost lančano-trakastog transportera određuju se na isti način kao i trakasti transporter (vidi Poglavlje 6).

Kao vučni element najčešće se koriste zavareni kombinirani lanci (tablica III.1.10), pločasti lanci (tablica III.1.11), a rjeđe valjkasti i specijalni lanci. Nosivi element je pokretna traka u skladu s GOST 20-76 (vidi stavak 4.4).

Kako biste izbjegli klizanje lanca uz remen, moraju biti ispunjeni sljedeći uvjeti:

gdje je b kut nagiba transportera, stupnjevi; f- koeficijent trenja između remena i platforme lanca: f = 0,3...0,4; w- koeficijent otpora kretanju remena duž bočnih valjaka: w = 0,04...0,05; k c - koeficijent raspodjele opterećenja na području oslonca lanca: k c » 0,45...0,5.

Proračun vuče transportera provodi se metodom premosnice konture (vidi paragraf 5.2).

Proračun pločastih transportera s velikim nagibom provodi se prema metodologiji navedenoj u paragrafima 8.2 i 8.3. Širina pokretne platforme s stranicama određena je formulom (8.5), a iz tablice. 7.8 odabrani su glavni parametri voznog mehanizma transportera.

Stol 7.8. Parametri voznog mehanizma trakastih transportera s palubom s stranicama

Poglavlje 8. PLOČASTI TRANSPORTERI

OPĆE INFORMACIJE

Riža. 8.2. Vrste trakastih transportera (prema tablici 8.1)

Stol 8.1. Vrste pokretnih traka (GOST 22281-76) i njihov opseg primjene

Stol 8.2. Glavne dimenzije pokretnih traka (GOST 22281-76)

* Za transportere tipa BV, KM i KG - prema unutarnjoj veličini.

** Unutarnja veličina.

Stol 8.3. Brzina kretanja šasije i nazivni kapacitet pokretnih traka (GOST 22281-76)

Pločasti transporteri dolaze u dvije izvedbe: s hodnim uređajem s valjcima; s voznim dijelom bez valjaka - valjci (noseći valjci) su element metalne konstrukcije.

Podovi i stranice.Širina podnice (mm) kod prijevoza rasutih tereta uzima se iz stanja

Gdje k– koeficijent: za sortirani teret k= 2,7; za obični teret k = 1,7; a¢- najveća veličina tipičnog komada tereta, mm [vidi. formule (4.2)...(4.4)].

Širina podnice pri prijevozu komadne robe mora zadovoljiti uvjet

Gdje b 1 - najveća poprečna veličina tereta (slika 8.3) mm; U 1 - rezerva širine poda: za plosnate transportere U 1 = 50...100 mm, za ugradnju U 1 = 100...150 mm.

Visina stranica pri prijevozu rasutog tereta odabire se iz tablice. 8.4 uzimajući u obzir podatke u tablici. 8.5.

Bočna visina h pri prijevozu komadne robe prihvaća se 100...160 mm.

Rezultirajuća širina poda i visina stranica moraju se zaokružiti na najbliže dimenzije prema GOST 22281-76 (vidi tablicu 8.2). Vučni lanci. Za trakaste transportere vučni lanci se biraju prema podacima u tablicama III.1.11...III.1.14. Korak lanca se dodjeljuje ovisno o širini poda (tablica 8.6). Brzina voznog mehanizma (trake) trakastih transportera odabire se ovisno o širini palube prema preporukama u tablici. 8.7. Kut nagiba. Najveći kut nagiba pokretne trake pri prijevozu rasutog tereta odabire se prema tablici. 8.8.

Riža. 8.3. Položaj komadne robe na pokretnoj traci: A- s automatskim polaganjem; b- za ručnu ugradnju

Bilješka. Poželjne su dimenzije postavljene između redaka.

Stol 8.8. Najveći dopušteni kutovi nagiba trakastih transportera pri prijevozu rasutog tereta

* r - kut trenja opterećenja (podna obloga u pokretu), stupnjevi.

U tom slučaju potrebno je da kut nagiba transportera

gdje je j d kut mirovanja tereta u kretanju, stupnjevi [vidi. 4.6)].

Uređaj za istezanje. Hod zatezača odabire se ovisno o koraku vučnih lanaca (tablica 8.9).

Lijevci za učitavanje. Glavne dimenzije lijevka za utovar pločastih transportera (slika 8.4), ovisno o širini podnice, mogu se uzeti iz tablice. 8.10.

Simbol pločasti transporter. Simbol za stacionarni transporter opće namjene, prema GOST 22281-76, sadrži naziv proizvoda ("apel transporter"), oznaku tipa i dizajna transportera, širinu palube podvozja (cm) i oznaka standarda.

Na primjer, stacionarni ravni transporter opće namjene (BV), verzija 1, sa širinom palube podvozja U= 800 mm označeno je sa:

Pločasti transporter BV-1-80 GOST 22281-76.

PRELIMINARNI PRORAČUN PLOČASTOG TRANSPORTERA

Širina palube bez stranica (m) pri prijevozu rasutog tereta

Gdje h- bočna visina (vidi stavak 8.2), m; y - koeficijent koji karakterizira stupanj korištenja bočne visine, y = 0,65...0,8.

Rezultirajuća širina poda određena je u skladu s uputama u stavku 8.2.

Vučna sila pokretne trake (N)

Gdje F min - minimalna napetost lanca (vidi stavak 5.2), N; w- koeficijent otpora tračnog transportera (tablica 8.12); q- linearna masa tereta na transporteru [formule (5.3) i (5.11)], kg/m; L- duljina horizontalne projekcije opterećenog dijela radne grane transportera, m; q h.ch - linearna masa voznog mehanizma transportera, kg/m; L g - duljina horizontalne projekcije transportera, m; N- visina dizanja tereta, m; F b - otpor trenja tereta na učvršćenim stranama [formula (8.8)], N; F p.r - otpor rasterećenja pluga [formula (5.30)].

Stol 8.11. Vrijednosti koeficijenata k b [na formule (8.4) i (8.5)]

Stol 8.12. Vrijednosti koeficijenta otpora w za trakaste transportere

* Veće vrijednosti uzimaju se za gusjenice s uređajima za centriranje koji štite lanac od pomicanja.

** Pri radu u zimskim uvjetima u negrijanoj prostoriji ili na otvorenom dane vrijednosti se povećavaju za 1,5 puta.

U formuli (8.6) ispred je znak plus qH uzima se pri dizanju tereta, znak minus pri spuštanju.

Otpor trenja rasutog tereta na fiksne strane (N)

Gdje f- koeficijent trenja rasutog tereta o bočne stijenke (tablica 4.1); h p - radna visina stranice (prema visini tereta), m; r - nasipna gustoća tereta, t/m 3 (vidi tablicu 4.1); l b - duljina stranica, m.

Linijska težina voznog mehanizma transportera određena je iz kataloga.

Može se uzeti približna linearna masa (kg/m) voznog mehanizma transportera

Gdje U- širina poda, m; DO- vidi tablicu. 8.13.

Snaga pogonske osovine transportera (kW)

Stol 8.14. Vrijednosti koeficijenata k 1 [u formulu (8.11)]

Snaga motora za pogon transportera određena je formulom (6.19).

Maksimalna statička napetost vučnog elementa

Gdje F min - najniža napetost vučnog elementa (1000 ... 3000 N).

Gdje L- duljina transportera, m; z- broj zubaca lančanika pogonskog lanca; t- korak vučnog lanca, m; k 1 - koeficijent smanjenja mase (uzimajući u obzir da se svi elementi transportera ne kreću maksimalno ubrzano, kao i utjecaj elastičnosti lanca) (tablica 8.14).

Pri brzinama trake do 0,2 m/s, dinamička opterećenja na lancima mogu se zanemariti.

Izračunata napetost vučnog elementa

Za jednolančani vučni element F = F kalk.

Gdje k- faktor sigurnosti lanca: za horizontalne transportere k= 6…8, s nagnutim dijelovima - k = 8...10.

Proračun pokretne trake

Određivanje širine transportera

Za izračun pretpostavljamo transporter s valovitom trakom sa stranicama.

Širina transportera određena je formulom:

gdje je Q = 850 t/sat - produktivnost transportera;

1,5 m/s - brzina mreže;

2,7 t/m 3 - gustoća prevezenog tereta;

K in =0,95 - koeficijent koji uzima u obzir kut nagiba transportera;

45 o - kut mirovanja tereta u mirovanju;

h = 0,16 m - visina stranica platna, odabrana iz nominalnog raspona;

0,7 - faktor iskorištenja bočne visine

Koeficijent K in određuje se formulom:

10 o - kut nagiba transportera.

Dobivene vrijednosti zamijenimo u formulu (1.1)

Za transportirani materijal koji sadrži velike komade do 10%

od ukupnog opterećenja mora biti ispunjen sljedeći uvjet:

a max = 80 mm - najveća veličina velikih komada.

Uvjet je ispunjen.

Na kraju odabiremo širinu rebra iz nominalnog raspona B = 400 mm

Određivanje opterećenja na transportnom lancu

Preliminarno ga prihvaćamo kao vučni element pokretne trake

pločasti lanac tipa PVK (GOST 588-81).

Linearno opterećenje od prevezenog tereta određeno je formulom:

Linearno opterećenje od vlastite težine pokretnih dijelova (mreža s lancima) određeno je formulom:

A = 50 - koeficijent uzet ovisno o širini mreže vrste tereta

Minimalna napetost lanca za određeni transporter može biti u točkama 1 ili 3 (slika 1). Minimalna napetost bit će u točki 3 ako je ispunjen sljedeći uvjet:

0,08 - koeficijent otpora kretanju šasije na

ravne dionice

Uvjet nije ispunjen, stoga će minimalna napetost biti u točki 1.

Prihvaćamo minimalnu napetost lanca S min = S 1 = 1500 N. Koristeći metodu hodanja duž konture duž mreže, određujemo napetost u točkama 1..6 (slika 1) koristeći metodu sličnu .

k = 1,06 - koeficijent povećanja napetosti lanca pri obilasku lančanika

Slika 2. Zatezni dijagram vučnog elementa

Proračun elemenata transportera

Proračun i izbor elektromotora

Vučna sila pogona određena je formulom:

gdje je k = 1,06 - koeficijent povećanja napetosti lanca pri savijanju

zvijezde

Instalirana snaga elektromotora određena je formulom:

gdje = 0,95 - učinkovitost pogona

k z = 1,1 - faktor rezerve snage

Prihvaćamo elektromotor s povećanim startnim momentom serije 4A

tip motora - 4AR200L6UZ;

snaga N = 30 kW;

brzina vrtnje n motor = 975 o/min;

moment ljuljanja GD 2 = 1,81 kg m 2;

masa m = 280 kg.

spojni promjer osovine d = 55 mm.

Proračun i izbor mjenjača

Promjer koraka pogonskih lančanika određuje se formulom:

gdje je t korak pogonskog lanca;

z - broj zubaca lančanika;

Uvjetno pretpostavljamo t = 0,2 m i z = 6.

Brzina rotacije lančanika određena je formulom:

broj okretaja u minuti (3.4)

Prijenosni omjer se određuje formulom:

Zakretni moment na izlaznom vratilu mjenjača određen je formulom:

Na temelju gore definiranih vrijednosti prihvaćamo dvostupanjski spiralni prijenosnik

tip mjenjača - 1C2U-250;

prijenosni omjer u = 25;

nazivni zakretni moment na izlaznom vratilu pod teškim uvjetima Mcr = 6300 Nm;

masa m = 320 kg.

Ulazna i izlazna osovina imaju konusne spojne krajeve za spojke (slika 3), njihove glavne dimenzije dane su u tablici 1.

Slika 3. Shema postavljanja dijelova na osovinu.

Tablica 1. Geometrijski parametri vratila

RAČUNSKI RAD

PLOČASTI TRANSPORTER

1.1 Svrha rada

Proučite nacrte opće informacije, principi rada transportera i metode određivanja osnovnih parametara.

1.2 Definicija pokretne trake

Zovu se transporteri tehnička sredstva kontinuirani rad za premještanje rasute rasute i komadne robe duž određenih linearnih ruta. Dijele se na transportere i cjevovodne transportne uređaje.

Prema principu rada razlikuju se transporteri kod kojih se teret kreće mehaničkim kontaktom s transportnim elementom (traka, ploča, žlica, strugač, puž, valjci) i pneumatski transportni uređaji kod kojih kretanje rasutog tereta provodi se gravitacijom ili strujom komprimiranog zraka.

Pločasti transporter je transportni uređaj s limom za nošenje tereta izrađenim od čeličnih ploča pričvršćenim na lančani vučni element.

Kod transporta materijala sa oštrim rubovima (za ubacivanje velikih komada kamena u drobilice) koriste se pločasti transporteri, kod kojih su vučni element dva beskonačna lanca koja idu oko pogonskih i zateznih lančanika. Na vučne lance pričvršćene su metalne ploče koje se međusobno preklapaju i sprječavaju prosipanje materijala između njih (slika 1.2). Dopušteni kut nagiba pločastog transportera s ravnim pločama je manji od kuta trakastog transportera, jer kut trenja materijala tereta o metal u 2,5÷3,0 puta manje nego kod gumeno-tkaninske trake. Oblikovane ploče s poprečnim izbočinama na radnim površinama omogućuju povećanje kuta nagiba transportera. Pločasti transporteri također se koriste za premještanje vrućih materijala, dijelova i proizvoda u građevinskim tvornicama.

Karakteristike trakastih transportera:

· debljina ploče – od 3 mm

· širina noža – od 500 mm

· brzina mreže – od 0,6 m/s

· produktivnost – od 250 do 2000 t/h

· kut ugradnje – do 45º

Radni alati trakastih transportera:

· plastična tkanina

· trkaći valjci

· vučno tijelo

· pogonska stanica

Prednosti:

· sposobnost prijevoza šireg (u usporedbi s trakastim transporterima) raspona robe;

· sposobnost prijevoza tereta duž ruta sa strmim nagibima (do 35°-45°, a s pločama žlica - do 65°-70°);

· sposobnost prijevoza robe duž složene prostorne trajektorije;

· visoka pouzdanost.

Mane:

· mala brzina kretanja tereta (do 1,25 m/s);

· kao i drugi lančani transporteri:

· - velika linearna težina transportera;

- složenost i visoka cijena rada zbog dostupnosti velika količina zglobni elementi u lancima koji zahtijevaju redovito podmazivanje;

· -veća potrošnja energije po jedinici mase prevezenog tereta.

Trakasti transporter služi za premještanje komadne robe, prema ovom stanju potrebno je izračunati glavne karakteristike prikazanog transportera.

Slika 1.9 – Dijagram pločastog transportera

Početni podaci:

Pločasti transporter s ravnom platformom bez kuglica;

a=400mm – veličina opterećenja;

Qgr=1,10 kN – težina tereta;

P=1350 kN/sat – produktivnost transportera;

L=40 m – duljina transportera;

Uvjeti rada su teški

1.3.1 Odredite širinu poda UN:

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

Gdje: a=400 mm– specificirana veličina tereta;

A=100 mm– margina širine poda.

Brzina oštrice υ , m/sek, transportna traka se odabire prema tablici 1.10, prema širini poda

Stoga υ =0,4 m/sek.

Kao vučni element koriste se dva pločasta sklopiva VKG lanca s posebnim pločama s korakom t=320 mm(prema tablici 1.11), prema širini podnice UN=500 mm, i s prekidnim opterećenjem SR=500 kN.

Tablica 1.11 – Dimenzije koraka lisnih lanaca

Odredite linearno težinsko opterećenje tereta q, kN/m:

Gdje: P=1350 kN/sat– produktivnost transportera; m ), (1.3)

Gdje: Qgr=1,10 kN– težina jednog tereta;

q=0,9375 kN/m – linearno težinsko opterećenje.

Prihvatite vrijednost koraka tgr, m, zaokruženo. Zatim tgr=1,17 m.

Izračunavamo linearno opterećenje od šasije transportera q K, kN/m, korištenjem empirijske formule za podove za teške uvjete rada:

Širina brodskog poda bez stranica,

1.0 ili više

Iz tablice 1.13 odabiremo koeficijent otpora gibanju ω , uz pretpostavku da je promjer valjka lanca veći od 20 mm. Stoga ω=0,120.

Gdje: kN - najniža napetost lanca;

ω=0,120 – koeficijent otpora gibanju;

q=0,9375

q K =0,98

L=40 m– duljina transportera;

H=0 m– visina dizanja;

W B– otpor trenja tereta na učvršćenim stranama, kN, (budući da u ovom slučaju nema strana W B=0 );

W P.R.– otpor utovarivača pluga, kN, (budući da se utovar vrši kroz krajnji bubanj, tada W P.R=0 ).