Проект конвейера цепного пластинчатого

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вариант 1

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

производительность Q = 250 т/час;

скорость движения полотна = 0.8 м/с;

длинна конвейера l = 90 м;

длинна горизонтального участка lг = 40 м;

угол наклона конвейера = 7 o;

плотность транспортируемого груза = 0.9 т/м3.

Самостоятельно принятые параметры, не указанные в задании:

В задании не указан тип перемещаемого груза. Исходя из заданной плотности (0.9 т/м3) можно предположить, что грузом является сахар, однако маловероятно применение конвейера со столь большой производительностью (250 т/час) для транспортировки сахара или другого пищевого продукта.

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

Схема проектируемого конвейера:

Рисунок 1: 1 - привод; 2 - натяжное устройство; 3 - тяговый орган с пластинами; 4 - направляющие

1. Предварительный расчет

Для расчета принимаю конвейер с волнистым полотном с бортами.

Расчет произвожу по методике, изложенной в [1]:п. 3.2.

1.1 Определение ширины конвейера

Ширину конвейера определяю по формуле:

м, (1.1)

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

= 0.8 м/с - скорость движения полотна;

= 0.9 т/м3 - плотность транспортируемого груза;

K - коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера;

= 40о - угол естественного откоса груза в покое ([1]:Приложение табл. 2);

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

= 0.7 - коэффициент использования высоты бортов ([1] :стр. 137).

Коэффициент K определяю по формуле:

, (1.2)

где: = 7о - угол наклона конвейера.

Подставляя полученные значения в формулу 1.1 определяю ширину полотна:

0.627 м.

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

мм, (1.3)

где: amax = 80 мм - наибольший размер крупных кусков ([1]:стр. 136).

мм.

Условие выполняется.

Окончательно выбираю ширину полотна из номинального ряда B = 650 мм ([1]:табл. 3.6)

1.2 Определение нагрузок на транспортную цепь

Предварительно принимаю в качестве тягового органа конвейера пластинчатую цепь типа ПВК (ГОСТ 588-81).

Погонную нагрузку от транспортируемого груза определяю по формуле:

Н/м (1.4)

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

Н/м, (1.5)

где: A = 50 - коэффициент, принимаемый в зависимости от ширины полотна и вида груза ([1]:табл. 3.5).

Н/м.

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

Н, (1.6)

где: = 0.08 - коэффициент сопротивления движению ходовой части на прямолинейных участках ([1]:табл. 3.7).

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

Принимаю минимальное натяжение цепей Smin = S1 = 1500 Н. Методом обхода по контуру по ходу полотна определяю натяжения в точках 1..6 (рис. 1) по методике, аналогичной [1]:п.3.2.

Н.

Н.

Н,

где: k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании звездочки ([1]:стр.138).

 Н,

Н.

Диаграмма натяжения тягового органа:

Рисунок 2

2. Окончательный расчет элементов конвейера

2.1 Расчет и подбор электродвигателя

Тяговое усилие привода определяю по формуле:

Н, (2.1)

где: k = 1.06 - коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании звездочки ([1]:стр.138).

Н

Установочную мощность электродвигателя определяю по формуле:

кВт, (2.2)

где: = 0.95 - КПД привода ([1]:стр. 139);

kз = 1.1 - коэффициент запаса мощности ([1]:стр. 139).

кВт

Принимаю электродвигатель с повышенным пусковым моментом серии 4А ([1]:

Приложение табл. 16)

тип двигателя - 4АР200L6УЗ;

мощность N = 30 кВт;

частота вращения nдв = 975 об/мин;

маховый момент GD2 = 1.81 кг м2;

масса m = 280 кг.

присоединительный диаметр вала d = 55 мм.

2.2 Расчет и подбор редуктора

редуктор конвейер электродвигатель

Делительный диаметр приводных звездочек определяю по формуле:

м, (2.3)

где: t - шаг приводной цепи;

z - число зубьев звездочки;

Предварительно принимаю t = 0.2 м и z = 6.

м.

Частоту вращения звездочек определяю по формуле:

об/мин. (2.4)

об/мин.

Передаточное число редуктора определяю по формуле:

(2.5)

Крутящий момент на выходном валу редуктора определяю по формуле:

Нм. (2.6)

Исходя из выше определенных величин принимаю двухступенчатый цилиндрический редуктор ([1]:Приложение табл. 27):

тип редуктора - 1Ц2У-250;

передаточное число u = 25;

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

масса m = 320 кг.

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

Рисунок 3

Таблица 1

	d, мм	L, мм	L1, мм	d1
Входной вал	40	110	82	М24 х 2.0
Выходной вал	90	170	130	М64 х 4.0

Все данные взяты из [1]:Приложение табл. 29.

2.3 Окончательный расчет и подбор тяговой цепи

Расчетное усилие в цепи определяю по формуле:

 Н, (2.7)

где: Sдин - динамическая нагрузка на цепи.

Динамическую нагрузку на цепи определяю по формуле:

Н, (2.8)

где: = 1.0 - коэффициент, учитывающий уменьшение приведенной массы движущихся частей конвейера, выбирается согласно [1]:стр.140 при L > 60 м.

Н.

Подставляя найденные значения в формулу 2.7 определяю:

Н.

Разрывное усилие цепи определяю по формуле:

Н (2.9)

Исходя из выше определенных величин принимаю пластинчатую цепь ([1]:Приложение табл. 5): тип цепи - М450 (ГОСТ 588-81); шаг цепи t = 200 мм; разрывное усилие Sразр. = 450 кН.

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

Максимальное усилие в цепи при пуске конвейера определяю по формуле:

 Н, (2.10)

где: Sд.п - динамическое усилие цепи при пуске.

Динамическое усилие цепи при пуске определяю по формуле:

Н, (2.11)

где: mk - приведенная масса движущихся частей конвейера;

- угловое ускорение вала электродвигателя.

Приведенную массу движущихся частей конвейера определяю по формуле

кг, (2.12)

где: ky = 0.9 - коэффициент, учитывающий упругое удлинение цепей ([1]:стр.140);

ku = 0.6 - коэффициент, учитывающий уменьшение средней скорости вращающихся масс по сравнению со средней скоростью ([1]:стр.140);

Gu = 1500 кгс - вес вращающихся частей конвейера (без привода), принимаю согласно [1]:стр.140

кг.

Угловое ускорение вала электродвигателя определяю по формуле:

рад/с2, (2.13)

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

Mп.ср - определяется по формуле:

H м, (2.14)

Mп.ст - определяется по формуле:

H м, (2.15)

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

H м с2, (2.16)

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

H м с2, (2.17)

где: Iм = 0.0675 - момент инерции втулочно-пальцевой муфты.

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

H м с2

H м с2

рад/с2

Н

Н

2.4 Расчет натяжного устройства

Принимаю натяжное устройство винтового типа.

Величина хода натяжного устройства зависит от шага цепи и определяется по формуле ([5]:п. 5.1):

м (2.18)

Общую длину винта принимаю

Lоб = L+0.4 = 0.8 м.

Расчет произвожу по методике [1]:п. 2.4

Принимаю материал для винта - сталь 45 с допускаемым напряжением на срез []ср = 100 Н/мм2 и пределом текучести Т = 320 Н/мм2. Тип резьбы выбираю прямоугольный (ГОСТ 10177-82).

Принимаю материал для гайки - бронзу Бр. АЖ9-4 с допускаемым напряжением на срез []ср = 30 Н/мм2, на смятие []см = 60 Н/мм2, на разрыв Р = 48 Н/мм2. Тип резьбы тот же.

Средний диаметр резьбы винта определяю по формуле:

мм, (2.19)

где: = 2 - отношение высоты гайки к среднему диаметру ([1]:стр.106);

[p] = 10 Н/мм2 - допускаемое напряжение в резьбе, зависящее от трущихся материалов, при трении стали по бронзе ([1]:стр.106) [p] = 8...12 Н/мм2;

K = 1.3 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки натяжных витков ([1]:стр.106);

мм

Внутренний диаметр резьбы определяю по формуле:

мм, (2.20)

Учитывая, что длинна винта большая и требуется большая устойчивость, принимаю d1 = 36 мм.

Шаг резьбы определяю по формуле:

мм (2.21)

Уточненное значение среднего диаметра резьбы определяю по формуле:

мм (2.22)

Наружный диаметр резьбы определяю по формуле:

мм (2.23)

Угол подъема резьбы определяю по формуле:

(2.24)

Произвожу проверку надежности самоторможения, для чего должно выполняться условие:

, (2.25)

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

Условие выполняется.

Произвожу проверку на устойчивость. Условием устойчивости является ([1]:стр.107):

, (2.26)

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

[-1P] - допускаемое напряжение сжатия.

Допускаемое напряжение сжатия определяю по формуле:

Н/мм2, (2.27)

Гибкость винта определяю по формуле:

, (2.28)

где: =2 - коэффициент приведенной длинны ([1]:стр.107).

Из [1]:табл. 2.39 по известной гибкости винта нахожу = 0.22. Подставляю полученные данные в условие 2.26:

Условие выполняется.

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

Произвожу проверку винта на прочность, условие прочности:

, (2.29)

где: (определено выше);

M1 - момент трения в резьбе (Н мм);

M2 - момент трения в пяте (упоре) (Н мм);

Момент трения в резьбе определяю по формуле:

Н мм (2.30)

Момент трения в пяте определяю по формуле:

Н мм, (2.31)

где: dn = 20 мм - диаметр пяты, принимается меньше d1.

Н мм.

Подставляю полученные данные в условие 2.29:

Условие выполняется.

Высоту гайки определяю по формуле:

мм (2.32)

Количество витков резьбы в гайке определяю по формуле:

(2.33)

Произвожу проверку прочности резьбы гайки на срез, условие прочности:

(2.33)

Условие выполняется

Пружину натяжного устройства выбираю по методике [4]:т.3 гл.2.

Остальные размеры натяжного устройства принимаю конструктивно.

2.5 Расчет валов и подбор подшипников

2.5.1 Приводной вал

В качестве материала вала принимаю сталь 45 (диаметр заготовки более 120 мм [3]:табл. 3.3), предел прочности В = 730 Н/мм2, пределы выносливости: _1 = 0.43B = 314 Н/мм2, -1 = 0.58 _1 = 182 Н/мм2

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

мм, (2.34)

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

[]k = 25 Н/мм2 - допускаемое напряжение на кручение для стали 45 ([3]:стр. 96).

мм.

Из стандартного ряда (ГОСТ 6636-69 R40) выбираю ближайшее значение диаметра dпв = 100 мм. Принимаю этот диаметр под подшипники. Под крепление приводных звездочек принимаю диаметр d = 120 мм. Ширину ступицы приводной звездочки определяю исходя из необходимой длинны шпонки для передачи вращающего момента. Длину шпонки определяю из условия смятия и прочности:

, (2.35)

где: l - длинна шпонки, мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h, b, t1, - размеры поперечного сечения шпонки, мм (выбираю из [3]:табл. 6.9);

[]см - допустимое напряжение смятия, для стальных ступиц 100-120 Н/мм2.

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

Таблица 2

	d, мм	l, мм	h, мм	t1, мм	b, мм
Приводные звездочки	120	180	18	11	32
Присоединительный конец вала	95	115*	16	10	28

* Применяю две шпонки, расположенные под углом 180о.

Исходя из длинны шпонок под приводные звездочки, длину ступиц последних выбираю lст = 200 мм.

Принимая во внимание выше перечисленные размеры, а также габариты крепежных элементов конструктивно принимаю расстояние между центрами подшипников 1300 мм.

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



Рисунок 4

где: R1 и R2 - реакции опор в подшипниках, Н;

P - нагрузка на звездочки, определяется по формуле:

Н. (2.36)

В связи с симметричностью схемы и нагрузок реакции опор R1 = R2 = P = 13495 Н.

Проверочный расчет вала на прочность.

Условием прочности вала является запас прочности, определяемый по формуле:

, (2.37)

где: n - запас прочности по нормальным напряжениям;

n - запас прочности по тангенциальным напряжениям.

[n] = 2.5 - минимально допустимый запас прочности.

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

, (2.38)

где: k = 1.75 эффективный коэффициент концентраций напряжений ([3]:табл. 6.5);

= 0.7 масштабный фактор для нормальных напряжений ([3]:табл. 6.8);

- амплитуда нормальных напряжений изгиба, Н/мм2, определяется по формуле:

, (2.39)

где: W - момент сопротивления изгибу, мм3, определяется по формуле:

мм3 (2.40)

Запас прочности по тангенциальным напряжениям определяю по формуле:

, (2.41)

где: k = 1.6 эффективный коэффициент концентраций напряжений кручения ([3]:табл. 6.5);

= 0.59 масштабный фактор для нормальных напряжений ([3]:табл. 6.8);

= m - амплитуда и среднее напряжение, Н/мм2, определяется по формуле:

, (2.42)

где: Wк - момент сопротивления кручению, мм3, определяется по формуле:

мм3 (2.43)

Подставляю значения в формулы 2.37 ... 2.43

мм3.

мм3.

Н/мм2.

Н/мм2.

Условие выполняется.

Подбор подшипников.

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

d = 100 мм (внутренний диаметр)

D = 215 мм (наружный диаметр)

B = 47 мм (ширина)

C = 113 кН (Динамическая грузоподъемность)

Проверяю подшипники по долговечности, которую определяю по формуле:

ч, (2.44)

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

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

Н, (2.45)

где: V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец ([3]:стр. 117);

KT = 1 - температурный коэффициент ([3]:табл. 7.1);

K = 2.0 - коэффициент нагрузки ([3]:табл. 7.2).

Н

ч

Долговечность достаточная.

2.5.2 Вал натяжного устройства

Расчет произвожу аналогично п. 2.5.1.

В качестве материала вала принимаю сталь 45 (диаметр заготовки более 100 мм [3]:табл. 3.3), предел прочности В = 730 Н/мм2, пределы выносливости: _1 = 0.43B = 314 Н/мм2, -1 = 0.58 _1 = 182 Н/мм2

Диаметр вала конструктивно принимаю 0.8 от диаметра приводного вала d = 80 мм ([5]:п. 5.3.1.)

Расчетная схема вала аналогична рис. 4.

Н.

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

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

мм3.

Н/мм2.

Запас более чем достаточный.

Подбор подшипников.

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

d = 800 мм (внутренний диаметр)

D = 160 мм (наружный диаметр)

B = 30 мм (ширина)

C = 44.7 кН (Динамическая грузоподъемность)

Н

ч

Долговечность достаточная.

2.6 Расчет и подбор тормозного устройства и муфт

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

Н. (2.46)

 H.

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

Для передачи момента от электродвигателя ко входному валу редуктора принимаю упругую втулочно-пальцевую муфту типа МУВП (ГОСТ 21424-75) с расточками полумуфт под вал двигателя (dдв = 55 мм) и под входной вал редуктора (конусная расточка dр1 = 40 мм).

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

С учетом запаса и габаритных размеров принимаю муфту с номинальным крутящим моментом Mкр = 500 Нм, при этом максимальный (габаритный) диаметр муфты D = 170 мм, максимальная длинна L = 225 мм, количество пальцев n = 8, длинна пальца l = 66 мм, присоединительная резьба пальца М10. (Данные о муфте взяты из [1]:Приложение табл. 42, 43.)

Для передачи момента от выходного вала редуктора к приводному валу принимаю зубчатую муфту типа МЗ (ГОСТ 5006-83) с конусной расточкой (исполнение К dр2 = 90 мм) для присоединения к выходному валу редуктора. Расточка муфты для присоединения к приводному валу цилиндрическая d = 95 мм с двумя шпоночными канавками.

Из предложенного перечня ([1]:Приложение табл. 45) выбираю муфту с номинальным крутящим моментом Mкр = 19000 Нм.

2.7 Расчет звездочек

Известные параметры:

делительный диаметр звездочек de = 400 мм;

количество зубьев z = 6;

шаг зубьев t = 200 мм.

диаметр роликов цепи Dц = 120 мм.

Расчет геометрических размеров звездочек произвожу по методике [4]:т.2 п. 31

Диаметр наружной окружности определяю по формуле:

мм, (2.47)

где: К=0.7 - коэффициент высоты зуба ([4]:т.2 табл. 31).

мм.

Диаметр окружности впадин определяю по формуле:

мм, (2.48)

Смещение центров дуг впадин определяю по формуле:

e = 0.01 .. 0.05 t = 8 мм. (2.49)

Радиус впадин зубьев определяю по формуле:

r = 0.5(Dц - 0.05t) = 50 мм. (2.50)

Половина угла заострения зуба = 15о ([4]:т.2 табл. 31).

Угол впадины зуба = 86o ([4]:т.2 табл. 31).

Радиус закругления головки зуба определяю по формуле:

мм. (2.51)

Высоту прямолинейного участка профиля зуба определяю по формуле:

мм. (2.52)

Ширину зуба определяю по формуле:

bf = 0.9(50 - 10) - 1 = 35 мм. (2.53)

Ширину вершины зуба определяю по формуле:

b = 0.6bf = 21 мм. (2.54)

Диаметр венца определяю по формуле:

мм, (2.55)

где: d5 = 150 мм - диаметр реборды катка цепи;

h = 70 мм - ширина пластины цепи.

мм.

2.8 Расчет некоторых конструктивных элементов конвейера

В качестве несущей опоры для катков цепи выбираю швеллер 12 по ГОСТ 8240-89 с моментом сопротивления изгибу Wx = 8.52 см3. Несущий швеллер опирается на сварные рамы, определяю расстояние между рамами:

Максимально допустимый изгибающий момент для швеллера 12 определяю по формуле:

Нм. (2.56)

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

м. (2.57)

Для предотвращения чрезмерного прогиба несущего швеллера принимаю 3-х кратный запас прочности и длину пролета 1.2 м.

Радиус изгиба на переходе конвейера из наклонного участка в горизонтальный, исходя из шага цепи, согласно [1] принимаю R = 3 м.

Литература

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

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

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

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

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

Размещено на Allbest.ru

...