Расчет Ленточного Конвейера Методичка

Уважаемый гость, на данной странице Вам доступен материал по теме: Расчет Ленточного Конвейера Методичка. Скачивание возможно на компьютер и телефон через торрент, а также сервер загрузок по ссылке ниже. Рекомендуем также другие статьи из категории «Конспекты».

Расчет Ленточного Конвейера Методичка.rar
Закачек 2142
Средняя скорость 4064 Kb/s

Расчет Ленточного Конвейера Методичка

1. Геометрическая схема конвейера

2. Задача расчета

В задачу расчета входит выбор оборудования для конвейера

а) очиститель барабана; б) загрузочное устройство; в) плужок; г) скребок; д) сбрасыватель

3. Данные для расчета

Производительность, Q (т/ч)
Скорость движения ленты, V (м/с)
Транспортируемый материал:
Удельный вес транспортируемого материала, γ (т/м 3 )
Длина конвейера по ленте, м
Длина проекции конвейера, м
Ширина ленты, В (мм)
Угол наклона конвейера, град
Ускорение свободного падения, g (м/с 2 )

4. Условия расчета

4.1. Режим работы

4.2 Условия эксплуатации

Категория пожароопасности Д

5.1. Определение тягового усилия конвейера:

5.1.1. Определение расчетной линейной нагрузки от транспортируемого груза на 1 м ленты конвейера

где Kn – коэффициент непрерывности подачи груза
Непрерывная загрузка при помощи питателя или промежуточного загрузочного бункера Kn = 1,1…1,5
Периодическая загрузка Kn = 1,25…2
g = 9,81 м/с 2 – ускорение свободного падения
Q — производительность, (т/ч)
Кt = 0,8…0,95 – коэффициент использования конвейера по времени
Кг – коэффициент готовности
Для одного конвейера Кг = 0,9
Для системы конвейеров Кг = Кг1Кг2•… Кгn
V, (м/с) — скорость движения ленты

5.1.2. Определение расчетной линейной нагрузки от вращающихся частей верхних желобчатых роликоопор

qж = gmж/lр , где mж – масса вращающихся частей верхней роликоопоры
Для ленты В = 650 мм, mж = 12,5 кг
Для ленты В = 800 мм, mж = 22 кг
lр – шаг рабочих (грузовых) роликоопор
Рекомендуемый lр = 1200 мм

5.1.3 Определение расчетной линейной нагрузки от вращающихся частей нижней роликооопоры
qн = gmн/lх , где mн – масса вращающихся частей нижней роликоопоры
Для ленты В = 650 мм, mн = 10,5 кг
Для ленты В = 800 мм, mн = 18,5 кг
lх – шаг холостой ветви конвейера
lх=2 lр

5.1.4. Определение сопротивления передвижению ленты от трения материала о стенки лотка
Fб = fnh 2 γgnбLб, где
fn — коэффициент трения слоя груза о стенки борта
h = 0,1 м — высота груза у стенки борта
γ, кг/м 3 – плотность груза
g = 9,81 м/с 2
Lб – длина лотка; Lб = 1,55 м
nб – коэффициент бокового трения

где V, м/с – скорость ленты; fв – коэффициент внутреннего трения
Fб = 100…1000 Н

5.1.5. Определение сопротивления передвижению ленты от загрузочного устройства

hэ – геометрический коэффициент
hэ = 0,5 м при V ≤ 1 м/с; hэ = 0,65 м при V > 1 м/с
qгр, н/м – нагрузка от груза (п.5.1.1)
lв – длина загрузочной воронки; lв = 0,5…0,6 м
В, м – ширина ленты
µ — коэффициент сопротивления движению

υ – скорость ленты (м/с); для мелкосыпучих неабразивных и малоабразивных материалов (песок, уголь, торф) υ = 1,5-2,5 м/с, для мелко- и среднекусковых (αмах 3 ); для песка γ = 1,4 — 1,9 т/м 3 , для гравия γ = 1,5 — 1,9 т/м 3 , для щебня γ = 1,4 — 2,9 т/м 3 ;

м 2 ;

Наименьшая ширина ленты находится в зависимости от геометрической формы сечения верхней ветви ленты [3].

Для желобчатой ленты (см.рис.2) при α=20 0

B=== 0,92 м = 920 мм.

При В > 2000 мм необходимо принять α = 300 или увеличить скорость конвейера, так как ленты выпускаются шириной до 2000 мм.

Проверка ширины ленты максимальному размеру кусковых материалов и штучных грузов во избежание их самопроизвольного сбрасывания при транспортировании.

для рядового материала b ≥ 2* αмах + 200 мм,

для сортированного материала b ≥ 3,3* αмах + 200 мм,

для штучных грузов b ≥ αмах + 100 мм,

для рассматриваемого случая b ≥ 2*175 + 200 = 550 мм,

Предварительно принимаем b = 920мм, т.к. оно больше чем 550мм.

Потребная мощность на приводном барабане [3]. Мощность для привода конвейера расходуется на преодоление сопротивлений подъемнику и горизонтальному перемещению груза, вращению барабанов и роликов, перегибу ленты и разгрузка материала. Мощность на валу приводного барабана определяется по формуле:

N=, кВт

W – коэффициент сопротивления движению, W = 0,06;

k1 – коэффициент учитывающий влияние длины конвейера на вес движущихся частей: при L > 50м, k1 = 1, при L = 30…50м, k1 = 1,05, при L = 15…30м, k1 = 1,15, при L 0 ; при отсутствии отклоняющего барабана β = 180 0 ; при поджатой холостой ветви β = 250 0 ;

–коэффициент трения между лентой и рабочей поверхностью приводного барабана (табл. 3)

e – основание натурального логарифма, е = 2,718.

Величину e находим по таблице 3, задавшись материалом барабана и состоянием его поверхности по степени влажности.

Для чугунного барабана при очень влажной его поверхности . Приняв β = 220 0 , находим, чтоe = 1,47.

кГс,

кГс.

Количество прокладок и толщина ленты.

Необходимое количество прокладок в ленте

;

[Кр] – допускаемая нагрузка на 1 см ширины одной прокладки ленты (см. табл. 4).

Обычно применяют ленты из бельтинга Б-820, если при этом прокладок получается больше, чем это предусмотрено стандартом при данной ширине ленты, то увеличивают угол обхвата β. Если и этого оказывается недостаточно, то переходят на ленты повышенной прочности из бельтинга ОПБ или уточно-шнуровой ткани.

Применяем ленту из бельтинга Б-820 ([Кр]=6,1 кГс/см), находим необходимое количество прокладок для предварительно рассчитанной нами величины ширины В=92 см:

;

Выбираем окончательно стандартную ленту из бельтинга Б-820 шириной 1000 мм с количеством прокладок 6 (табл. 5).

Толщина ленты определяется в зависимости от по формуле:

δ1 — толщина одной прокладки (табл. 6);

δ2 ,δ3 — толщина прокладок прорезиненной ленты соответственно с рабочей и нерабочей стороны (табл. 6).

По таблице 6 находим, что δ1 = 1,5 мм, δ2 = 4,5 мм, δ3 = 1,5 мм

Тогда толщина ленты равна:

δ = 1,5*6+4,5+1,5 = 15 мм

Размеры барабана конвейера [3].

Диаметр приводного барабана:

k – коэффициент, зависящий от числа прокладок: при , k = 125, при i ,

Величина диаметра округляется до ближайшего стандартного значения: 400, 500, 630, 800, 1000, 1200 мм.

Диаметр натяжного барабана:

Диаметр отклоняющего барабана:

Передаточное число редуктора.

Uред =,

nб – частота вращения приводного барабана,

nб = об/мин.;

υ – скорость движения ленты, м/с.

По передаточному числу и мощности, пользуясь каталогом или таблицей 7, подбираем стандартный редуктор РЦД-500 с передаточным числом 40 и частотой вращения ведущего вала 1000 оборотов в минуту.

Усилие натяжения ленты и ход натяжного устройства [3].

Натяжное усилие, необходимое для создания достаточной силы трения между лентой и приводным барабаном, а так же для обеспечения минимального провисания ленты между роликоопорами, находится по формуле:

Ход натяжного устройства h (см.рис.1) зависит от удлинения ленты, которое она будет иметь в конце срока службы. Обычно считают, что:

Выбор типа натяжного устройства.

Натяжные устройства подразделяются на винтовые ручного действия (при длине конвейера до 50м) и грузовые автоматического действия (при большей длине конвейера). Грузовые натяжные устройства по направлению силы, приложенной к натяжному барабану, бывают горизонтальными (тележечными) – применяют при длине конвейера 50-100 м. и вертикальными – при длине конвейера свыше 100 м.

В соответствии с этими рекомендациями в рассматриваемом примере принимаем винтовое натяжное устройство.

Пользуясь приведенными рекомендациями и результатами расчета, на миллиметровке необходимо вычертить схему ленточного конвейера и указать основные его узлы.

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

1.4 Выбор электродвигателя

1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

3. Проектирование открытой передачи

3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ

4. Проектирование исполнительного органа

4.1 Проектный расчет вала

4.2 Подбор подшипников и шпонок

4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения

4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту

4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном

Список использованных источников

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам, частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ клиноременной передачи.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Выбор электродвигателя и редуктора

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

Мощность P4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

где Ft — окружное усилие, Н;

vt — окружная скорость, м/с (см. рис.1).

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

гдеη — общий КПД привода равный

η1 — КПД открытой клиноременной передачи, η1 = 0,95 [1, табл.1] ;

η2 — КПД быстроходной ступени закрытой зубчатой конической передачи,η2 = 0,96;

η3 — КПД тихоходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи η3 = 0,97;

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

Частота n4, мин-1, вращения вала:

гдеD — диаметр барабана ленточного конвейера, мм;

Рисунок 1 — Кинематическая схема привода ленточного конвейера: 1 — электродвигатель; 2 — ременная передача; 3 — двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 — компенсирующая муфта; 5 — узел барабана.

Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:

гдеi — передаточное отношение привода,

i1 — передаточное отношение открытой ременной передачи, i1=2…3 [1, табл.1] ;

i2 — передаточное отношение первой ступени закрытой зубчатой коническо-цилиндрической передачи, i2=2…3;

i3 -передаточное отношение второй ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи, i3=3…6;

По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:

1.4 Выбор электродвигателя

Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель — АИР100L2 (рис.2). Мощность РДВ = 5,5 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин-1. Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле:

Где nc — синхронная частота вращения, мин-1, nc=3000 мин-1 [2]; S — относительное скольжение вала,%, S=5%;

Проверим условие работоспособности при пуске:

где /> — кратность пускового момента двигателя />;

/> — кратковременных пиковых перегрузок в приводе, />=1,5;

2,31 > 1,5 — условие выполняется.

Рисунок 2 — Эскиз электродвигателя АИР100L2 IM1081

1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:

Подставив, значения получим:

Назначаем передаточное отношение i1 открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию:

Подставив значения, находим i1: i1=2,65.

Таким образом, передаточное отношение редуктора ip вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 ip = 14. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно:

Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

/>j = 1, 2…k-1, где k — порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);

Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

Тогда частота вращения 2-го вала будет равна:

Вращающие моменты вычислим по формуле:

Вычислим вращающие моменты на всех валах:

Вычисленные параметры запишем в таблицу.

Таблица 1 — Силовые и кинематические параметры привода

Частота вращения n, мин-1

Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный коническо-цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера КЦ1-200 Твых = 750 Нм при nвх = 1000 мин-1.

Рисунок 3 — Эскиз редуктора

Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания, выбираем компенсирующую цепную однорядную муфту по ГОСТ 20742-81, рассчитанную на максимальный вращающий момент равный 1000 Нм, допускающая угловое смещение осей соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 0,5 до 1,2 мм.

Эти муфты отличает возможность использования серийно изготовленных цепей, небольшие габаритные размеры, простота монтажа без осевых смещений соединяемых валов, способность компенсировать радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений деталей муфты и наличия зазоров. Из-за наличия в цепных муфтах значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с большими динамическими нагрузками.

Рисунок 4 — Эскиз муфты.

3. Проектирование открытой передачи

3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ

По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.

Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах.

4. Проектирование исполнительного органа

4.1 Проектный расчет вала

Принимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного конца редуктора. d = 45 мм.

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП, мм определяем по формуле:

где t2 — глубина паза в ступице, мм, t2 = 3,8 мм.

для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем: dП = 60 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм

Рисунок 6 — Эскиз шпоночного соединения.

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 — 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.

диаметр отверстияdП = 60 мм;

диаметр внешнего кольцаD = 110 мм;

ширина подшипникаВ = 22 мм;

координата фаскиr = 2,5 мм;

динамическая радиальная грузоподъёмностьCr= 30,0 кН;

статическая радиальная грузоподъёмностьC0r = 16,0 кН.

Рисунок 7 — Эскиз подшипника.

4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту

Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании: Ft = 3500 Н

Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

S2 = 0,25. Ft =0,25.3500 = 875 Н

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

S1 = Ft + S2 = 3500 + 875 = 4375 Н

Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:

Q = S1+ S2= 875 + 4375 = 5250Н

Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ:

Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 2625 Н.

В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:

Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

МD = 0,111.2625 = 291,38 Нм

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

где dD Диаметр вала в сечении D, мм.

Рисунок 8 — Расчетная схема вала исполнительного органа

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

где Kр — коэффициент режима работы, Kр = 1,8;

[σи] — допускаемое напряжение изгиба, МПа.

где σТ — предел текучести материала (Сталь 40Х),σТ = 640 МПа;

[n] — коэффициент запаса,[n] = 2.

25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, — условие выполняется.

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Fr = FA = FВ = 2625 Н;

Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

е- коэффициент осевого нагружения, е = 0, 19;

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

гдеV — коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

КТ — температурный коэффициент, КТ = 1;

КБ — коэффициент безопасности, КБ = 1,3.

Pr = 1.1.2625.1,3.1 = 3412,5 Н.

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

гдеa1 — коэффициент долговечности,a1 = 1;

a23 — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;

Сравниваем с требуемым ресурсом/>= 9500, ч:

Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 — годен.

4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения

4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту

Условие работоспособности шпонки вала:

гдеТ- передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d — диаметр вала, d = 45 мм;

lр — рабочая длина шпонки, мм: lр = l — b = 70 — 14 = 56 мм;

k — глубина врезания шпонки, мм: k = h — t1 = 9 — 5,5 = 3,5 мм.

[σсм] -допускаемое напряжение смятия, [σсм]

гдеТ- передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d — диаметр вала, d = 60 мм;

lр — рабочая длина шпонки, мм: lр = l — b = 100 — 18 = 82 мм;

k — глубина врезания шпонки, мм: k = h — t1 = 11 — 7 = 4 мм.

[σсм] -допускаемое напряжение смятия, [σсм]


Статьи по теме