Грузоподъёмные механизмы и транспортные средства (стр. 5 )

Условие прочности соблюдается.

Наружный диаметр по бортам барабана.

Дн=Дб+2∙(m+2+)∙dk=160+2∙(2+2)∙9,1=232,8 мм

Принимаем Дн=235 мм.

Определяем передаточное число лебёдки.

Момент сопротивления от веса груза

Момент на валу рукоятки:

Тр=Рр∙n∙φ∙l=200∙2∙0,8∙0,35=112 Н∙м

где Рр – усилие одного рабочего, принимаем Рр=200 Н

φ – коэффициент, учитывающий неодновременность приложения усилия, при работе двух рабочих φ=0,8

l – длина рукоятки, принимаем l=350 мм

Определяем передаточное число лебёдки.

так, как ио<8, то принимаем одноступенчатую передачу.

При ио>8 следует принимать двухступенчатые передачи, разбив общее передаточное число на передаточные числа отдельных пар:

ио=и1+и2.

Определение основных размеров рукоятки.

Диаметр стержня ручки:

Принимаем d=28 мм,

где l1 – длина стержня ручки, l1 = 350 мм

[σ]u = 60…80 МПа – допускаемое напряжение изгиба, для стали Ст5, принимаем [σ]u=70 МПа

Толщину рукоятки определяем по формуле

Принимаем δр=15 мм.

Ширину рукоятки принимаем равной в=3∙δр=3∙15=45 мм.

Диаметр ведущего вала на который надевается рукоятка:

принимаем d1 = 30 мм

где [τ]к = 25…30 МПа – пониженное допускаемое напряжение кручения, для стали Ст5, принимаем [τ]к = 25 МПа.

Диаметр втулки рукоятки: dв=(1,8…2)d1;

dв=(1,8…2)∙30=54…60 мм,

принимаем dв = 55 мм.

Длина втулки рукоятки

Lв = (1… 1,5)∙d1= (1…1,5)∙30=30…45 мм

принимаем lв = 40 мм.

Скорость подъёма груза

где Vp = 50…60 м/мин – окружная скорость приводной рукоятки, принимаем Vp = 55 м/мин

2. Расчёт лебёдок с электрическим приводом

Последовательность расчёта лебёдок с электрическим приводом.

1.  Производят подбор каната.

2.  Определяют основные размеры барабана.

3.  Определяют мощность и подбирают электродвигатель и редуктор по каталогам.

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле:

где G – вес поднимаемого груза, кН

V2 – скорость подъёма груза, м/с

η – КПД механизма.

По каталогу выбирают электродвигатель в зависимости от режима работы, принимая ближайшее большее значение мощности и выписывают его основные технические данные.

Для подбора редуктора определяют передаточное число:

где nэ – частота вращения выбранного электродвигателя;

nб – частота вращения барабана, определяемая по формуле:

здесь V2 – скорость подъёма груза, м/с;

и – кратность полиспаста;

Дб – диаметр барабана, м ;

По каталогу выбирают редуктор, исходя из расчётной мощности, частоты вращения двигателя, передаточного числа и режима работы.

4. Производят проверку выбранного электродвигателя на фактическую кратность пускового момента.

Должно соблюдаться условие

ψ≤ ψmax,

где ψmax – максимально допустимая кратность пускового момента, определяемая по формуле:

,

здесь Тп max – максимальный момент электродвигателя, принимается по таблице;

Тн – номинальный момент на валу двигателя;

ψ – фактическая кратность пускового момента двигателя

,

Пусковой момент, приведенный к валу двигателя определяют по формуле:

где tn = 8∙V2 – время пуска механизма, с;

δ=1,1...1,2 – коэффициент, учитывающий маховые моменты деталей механизма.

Статический момент на валу двигателя:

5. Производят подбор тормоза, для чего определяют тормозной момент по формуле:

ТТ=КТ∙ТК ,Н∙м

где КТ – коэффициент запаса торможения, принимаемый по нормам Госгортехнадзора в зависимости от режима работы механизма;

ТК – крутящий момент на быстроходном валу редуктора, равный номинальному моменту на валу электродвигателя,

где - угловая скорость электродвигателя.

По каталогу подбирают тормоз по тормозному моменту и выписывают его технические характеристики.

В заключении производят проверочные расчёты выбранного тормоза. Методика их расчёта зависит от типа тормоза и приведена учебном пособии (6) глава 1 §3.

Пример 8. Подобрать электродвигатель, редуктор и тормоз механизма подъёма лебёдки, предназначенной для подъёма груза весом G = 50 кН со скоростью V2 = 0,25 м/с, если диаметр барабана Дб = 250 мм, кратность полиспаста u = 2, КПД лебёдки η = 0,85, режим работы – лёгкий (ПВ = 15%)

Исходные данные:

G = 50 кН – вес груза;

V2 = 0,25 м/с – скорость подъёма;

Дб = 250 мм – диаметр барабана;

u = 2 – кратность полиспаста;

η = 0,85 – КПД лебёдки;

Режим работы – лёгкий (ПВ=15%)

Решение:

Требуемая мощность электродвигателя

По каталогу выбираем электродвигатель типа MTF312-8 мощностью при ПВ=15% Рэ = 15 кВт, частотой вращения nэ = 680 об/мин, с максимальным моментом Тп max = 430 Н. м., маховым моментом ротора (GД2) = 15,5 Н. м. Номинальный момент на валу двигателя

Кратность максимального момента:

Частота вращения барабана:

Расчётное передаточное число редуктора

По каталогу (табл. П10), исходя из расчётной мощности, частоты вращения двигателя, передаточного числа и режима работы, выбираем редуктор типа Ц2-250 с передаточным числом ир = 19,88, мощностью Рр = 15 кВт, частотой вращения быстроходного вала пр = 750 об/мин. Фактическая скорость подъёма груза

Проверяем выбранный электродвигатель на фактическую кратность пускового момента. Должно выполняться условие:

Фактическую кратность пускового момента выбранного электродвигателя определяем из соотношения:

Пусковой момент, приведённый к валу двигателя, определяем по формуле:

где tп = 8∙0,22 = 1,8 с – время пуска механизма;

δ = 1,1...1,2 – коэффициент, учитывающий маховые моменты деталей механизма, принимаем δ = 1,15. Статический момент на валу электродвигателя

тогда, следовательно, работоспособность двигателя обеспечена.

Определяем требуемый тормозной момент.

ТТ=КТ∙Тк=1,5∙210,7=316 Н. м.

где КТ – коэффициент запаса торможения, для легкого режима, КТ = 1,5 (табл. П11);

ТК – крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Тк = Тн = 210,7 Н. м.

По каталогу (табл. П12) по тормозному моменту ТТ подбираем двухколодочный тормоз с электродвигателем типа ТТ – 250 у которого тормозной момент ТТ=400 Н. м. Выписываем необходимые для расчёта данные: плечи рычагов – а = 160 мм, в = 330 мм, с = 19 мм, lT = 150 мм, отход колодки Е = 1,1 мм, толкатель типа ТГМ-25, обеспечивающий толкающее усилие FТ = 250 Н и ход штока hш = 50 мм, размеры шкива – диаметр шкива Дш = 250 мм, ширина шкива Вш = 90 мм, угол обхвата шкива колодками α = 700.

Расчётное окружное усилие на ободе тормозного шкива:

Сила нормального давления колодки на шкив

где f – коэффициент трения рабочих поверхностей, для торможения асбестовой ленты (феррадо) по чугуну и стали f = 0,35.

Усилие толкателя:

где η – КПД рычажной системы, равный η =0,9…0,95, принимаем η = 0,95

Ход штока толкателя:

где К1 – коэффициент использования рабочего хода штока, равный К1 = 0,8 …0,85, принимаем К1 = 0,85.

Проверку рабочих поверхностей тормозных колодок на удельное давление производим по формуле:

здесь [q] – допускаемое удельное давление материала рабочих поверхностей принимается по таблице. Следовательно, выбранный тормоз подходит.

4.  Расчёт подъёмного механизма талей с ручным приводом

Тали с ручным приводом делятся на червячные и шестерные. В качестве грузового гибкого органа в этих талях применяются сварные калиброванные и пластинчатые цепи.

Рассмотрим расчёт червячной тали с ручным приводом.

Расчёт ручной червячной тали ведут в следующей последовательности:

1) В зависимости от заданной грузоподъёмности G по таблицам ГОСТ подбирают грузовую цепь и определяют диаметр начальной окружности цепной звёздочки.

2) Определяют передаточное число тали, предварительно определив грузовой момент на звёздочке Тгр и крутящий момент на тяговом колесе Тк

3) Приняв число заходов червяка z1 = 2 (в червячных талях применяется двухзаходный несамотормозящийся червяк) определяют число зубьев червячного колеса

4) Производят расчёт червячной передачи

5) Рассчитывают дисковый грузоупорный тормоз

Пример 9. Произвести расчёт механизма подъёма ручной червячной тали грузоподъёмностью G = 30 кН. Груз подвешен на подвижном блоке а = 1, кратность полиспаста и = 2. Диаметр тягового колеса Д = 260 мм. Усилие, прикладываемое к цепи тягового колеса Fp = 600 Н.

Решение

Подбор цепи.

Максимальное рабочее усилие в одной ветви цепи:

где z – число ветвей на которых подвешен груз для ручной тали, z=и∙а=2∙1=2;

ηзв = 0,96 – КПД звёздочки

Расчетное разрывное усилие.

Fp=пц∙Fmax=3∙15,6=46,8 кН.

где пц – коэффициент запаса прочности цепи; для пластинчатых цепей с ручным приводом пц = 3 (табл. П2)

По таблице П7 принимаем цепь с разрушающим усилием Fр. м. = 63 кН у которой шаг t = 35 мм, толщина пластины S = 3 мм, ширина пластины h = 26 мм, число пластин в одном звене n =4, диаметр валика в средней части d = 12 мм, диаметр шейки валика d1 = 9 мм.

Фактический запас прочности цепи:

Определяем диаметр начальной окружности звёздочки:

где z ³ 6 – число зубьев звёздочки, принимаем z = 16.

Определяем основные размеры червяной пары. В червячных талях применяют двухзаходные (несамотормозящиеся) червяки (z2 = 2).

Приведённый угол трения:

p¢=arctgf¢=arctg0,1=5°44¢

где f¢ = 0,04…0,1 – приведённый угол трения, при периодической смазке открытой червячной передачи принимаем f¢ = 0,1.

Коэффициент диаметра червяка

где z1 = 2 – число заходов червяка.

В несамотормозящейся передаче угол подъёма линии витка червяка g должен быть больше приведённого угла трения р¢, т. е. должно соблюдаться условие g > р¢, поэтому принимаем меньшее значение коэффициента диаметра червяка q = 16 (табл. П14).

Угол подъёма линии витка червяка:

Подсчитываем КПД передачи:

Принимаем η2 = 0,53

Определяем требуемое значение передаточного числа

где Тгр – грузовой момент на звёздочке,

Тк – крутящий момент на тяговом колесе:

Тогда

Определяем число зубьев червячного колеса. Из соотношения

и0=z2/z1 находим z2 = u0∙z1 = 34,8∙2 = 69,6

Принимаем z2 = 70. Уточняем передаточное отношение

иф=и2=z2/z1=70/2=35.

Отклонение от расчётного значения составляет:

Назначаем материалы червяка и червячного колеса и определяем допускаемые напряжения.

В червячных передачах с ручным приводом скорость скольжения невелика, поэтому червяк и червячное колесо целесообразно изготовлять из чугуна. Для червяка СЧ 21-40, а для колеса - СЧ 18-36. Тогда допускаемое напряжение δнв=190 МПа, δFP=0,12 ∙δви = 0,12∙ 365=44 МПа при δви = 365 МПа.

Определяем требуемое межосевое расстояние:

Определяем расчётный модуль зацепления по формуле:

По табл. П14 принимаем т=5 мм и q = 16.

Уточняем межосевое расстояние

аw = 0,5∙т∙(q+z2)=0,5∙5∙(16+70)215 мм

Определяем основные параметры червяка и червячного колеса:

Делительные диаметры: червяка d1=m∙q=5∙16=80 мм

колеса d2=m∙z2=5∙70=350 мм

Диаметры выступов: червяка da1=d1+2∙m=80+2∙5=90 мм

колеса da2=d2+2m=350+2∙5=360 мм

Расчёт дискового грузоупорного тормоза.

Грузовой момент на червяке:

где η2 =0,53 – КПД червячной пары;

и2 = 35 – передаточное число червячной пары.

Осевое усилие в тормозе:

Момент силы трения на поверхностях дисков:

где п = 2 – число пар трущихся поверхностей:

f – коэффициент трения трущихся поверхностей, по табл. П13. принимаем f = 0,15.

Дср – средний диаметр дисков;

где внутренний диаметр дисков Дв ³ da, принимаем Дв = 1000 мм;

наружный диаметр дисков принимается в пределах Дн = (1,2…1,6)∙Дв =(1,2…1,6)∙100=120…160 мм, принимаем Дн = 150 мм.

Проверка дисков на удельное давление:

где [q] = 1,5 МПа – допускаемое удельное давление трущихся поверхностей (табл. П13)

4. Расчёт подъёмного механизма талей с электрическим приводом по заданным условиям.

Расчёт электроталей включает:

-  расчёт и выбор каната по таблицам ГОСТ;

-  определение основных размеров барабана;

-  расчёт привода электротали;

-  расчёт закрытых зубчатых передач на выносливость по контактным напряжениям и на прочность зубьев на изгиб;

-  проверочный расчёт электродвигателя, расчёт на прочность барабана и крюковой подвески;

-  подбор и расчёт двухколодочного электромагнитного тормоза;

-  расчёт грузоупорного тормоза.

Пример 10. Произвести расчёт механизма подъёма электротали грузоподъёмностью G = 32 кН. Высота подъёма Н = 6 м, скорость подъёма груза V2 = 0,134 м/с. Полиспаст простой (а=1) кратность и = 2. Барабан с канавками.

Исходные данные:

G = 32 кН – грузоподъёмность;

Н = 6 м – высота подъёма груза;

V2 = 0,134 м/с – скорость подъёма груза

Q = 1 – число ветвей, наматываемых на барабан;

и = 2 – кратность полиспаста;

Поверхность барабана с канавками.

Решение

Подбор каната.

Максимальное рабочее давление в одной ветви каната:

где z=u∙a=2∙1=2 – число ветвей на которых подвешивается груз;

ηп – КПД полиспаста; по табл. П3 при и=2 для полиспаста с подшипниками качения ηп = 0,99.

Расчётное разрывное усилие:

где пк – коэффициент запаса прочности каната, для талей с машинным приводом пк=6 (табл. П1). По ГОСТ 2688-80 выбираем канат типа ЛК-Р (6х19+1 о. с.) разрывным усилием Fp.m. = 97 кН при пределе прочности δв = 1960 МПа, диаметр каната dк = 13 мм.

Фактический запас прочности каната:

Наименьший диаметр барабана по дну канавки определяем по формуле Госгортехнадзора:

где пк – коэффициент, зависящий от типа механизма, для электрических талей пк = 20 (табл. П4).

Дб ³ (20-1)∙13 ³ 247 мм

Принимаем Дб = 250 мм (табл. П8).

Количество рабочих витков каната на барабане

Длина барабана lб = lp+lз,

где lp – рабочая длина барабана, lp=(zp+z0)t;

z0=1,5…2 – число запасных витков каната, принимаем z0=1,5 витка;

t – число витков, для барабана с канавками t=dk+(2…3)=13+(2…3)=15…16 мм, принимаем t=15 мм;

lp=(14,5+1,5)∙15=240 мм;

lз – длина барабана, необходимая для крепления каната

lз=(3…4)∙15=45…60 мм, принимаем lз=50 мм.

Тогда, полная длина барабана

lб=240+50=290 мм.

Статический крутящий момент на валу барабана при подъёме груза

где ηб – КПД барабана, ηб = 0,98…0,99, принимаем ηб = 0,98.

Частота вращения барабана:

Расчётная мощность электродвигателя

где ηм= ηп ∙ηб ∙ηр – КПД подъёмного механизма;

ηм = 0,99∙0,98∙0,9 = 0,87,

здесь ηп = 0,99 – КПД полиспаста

ηб = 0,98 – КПД барабана;

ηр = 0,9…0,95 – КПД редуктора, принимаем ηр = 0,9

Выбираем электродвигатель типа 4А132S мощностью Рэ = 5,5 кВт и синхронной частотой вращения пэ = 1000 об/мин. У выпускаемых электроталей в барабан встроены узлы электродвигателя, образуя узел электротали мотор – редуктор.

Необходимое передаточное число редуктора

При таком значении передаточного числа необходимо принять двухступенчатый редуктор.

Принимаем передаточное число первой ступени и1=8, тогда

и2 =ир. р. : и1=51,3 : 8=6,4.

Фактическое передаточное число

ир=8∙6,4=51,2

Фактическая скорость подъёма:

Расчёт тормоза.

Таль снабжена двумя тормозами. На быстроходном валу редуктора установлен двухколодочный тормоз с электромагнитом, а на тихоходном валу – установлен грузоупорный тормоз.

Расчёт колодочного тормоза.

Определяем тормозной момент по формуле

ТТ=КТ∙ТК=1,25∙44,5=55,6 Н∙м,

где КТ – коэффициент запаса торможения, для механизма подъёма электротали с двумя тормозами КТ = 1,25; ТК=Т1 – номинальный крутящий момент на быстроходном валу:

здесь ηз = 0,975 – КПД зубчатой передачи одной ступени.

Нормальная сила давления колодок на тормозной шкив:

где f = 0,42 – коэффициент трения вальцованной ленты по чугуну и стали

Дш = 160 мм – диаметр тормозного шкива. Определяем силу пружины, действующую на каждый из двух рычагов:

где l1=100 мм и l2=235 мм – длины рычагов, η = 0,95 – КПД рычажной системы.

Усилие размыкание:

где l3 =105 мм – табл. П15.

Усилие электромагнита:

где Gp = 4 Н – вес рычага, соединяющего якорь электромагнита с размыкающим пальцем;

l = 225 мм и d = 15 мм – табл. П15.

Ход электромагнита:

В соответствии с величиной Fм выбирают тормозной электромагнит и регулируют его на величину хода h. Наибольшая величина давления на тормозных обкладках из вальцованной ленты:

здесь lоб = 91 мм – длина обкладки;

воб = 30 мм – ширина обкладки;

[q] – допускаемое удельное давление материалам рабочих поверхностей по табл. П13, для вальцованной ленты по чугуну и стали [q] = 1,2 МПа.

Расчёт грузоупорного тормоза.

По табл. П16 для заданной грузоподъёмности тали G = 32 кН выбираем дисковый грузоупорный тормоз с размерами:

резьба винта тормоза – прямоугольная трёхзаходная, наружный диаметр резьбы d = 50 мм

внутренний диаметр резьбы d1 = 38 мм;

шаг резьбы – t = 8 мм.

Средний диаметр дисков Дср = 92,5 мм. Угол подъёма трёхзаходной резьбы тормозного вала:

где z = 3 – число заходов резьбы;

d2 – средний диаметр резьбы

Осевая сила, возникающая при торможении и зажимающая фрикционные кольца тормоза.

где Т2 – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора,

r = 2…3° - угол трения в резьбовой паре при работе в масляной ванне, принимаем r = 2°

f = 0,12 – коэффициент трения вальцованной ленты по стали в масле;

η – средний радиус винтовой резьбы

Тормозной момент грузоупорного тормоза:

Т2Т=f∙Fa∙Rc∙n=0,12∙22070∙0,0925∙2=490 Н∙м

где п=2 – число пар трущихся поверхностей.

Тормозной момент должен удовлетворять следующему условию:

Т2Т³КТ∙Т2³1,25∙347=434 Н∙м;

Т2Т=490 > 434 Н∙м

следовательно, условие выполнено.

КТ = 1,25 – коэффициент запаса торможения для второго тормоза электротали.

Надёжность удерживания груза в подвешенном состоянии обеспечивается при соблюдении зависимости:

f∙Rc∙n³[η∙tg(α+r)+f∙Rc]∙ ηз2;

f∙Rc∙n =0,12∙0,0925∙2=0,022.

0,022>0,015; т. е. условие выполнено.

Движущийся вниз груз остановится при условии:

0,0046<0,0089, т. е. условие выполнено.

Проверка винтовой резьбы на смятие:

здесь z1 = 4 – число витков резьбы, воспринимающих нагрузку.

Практическая работа №3

Расчёт ленточного конвейера по заданным условиям.

Расчёт ленточного конвейера включает:

-  оределение скорости и ширины ленты;

-  приближённое определение натяжения ленты и мощности провода;

-  расчёт ленты и роликоопор;

-  определение размеров барабана;

-  тяговой расчёт конвейера;

-  уточнение тягового усилия и мощности приводной станции, выбор элек - тродвигателя и редуктора.

-   

Пример 11.

Произвести расчёт ленточного конвейера производительностью Q=240 т/ч для транспортировки серы комовой на расстояние L=80 м. Плотность груза r=1,4 т/м3, максимальный размер кусков а £ 100 мм, угол естественного откоса материала в покое g = 45°, угол наклона конвейера к горизонту = 15°. Лента конвейера прорезиненная, поверхность приводного барабана футерована деревом. Угол обхвата барабана лентой a =180°. Привод расположен на головном конце конвейера.

Исходные данные:

Q=240 т/ч – производительность конвейера;

L=80 м – длина конвейера;

r=1,4 т/м3 – плотность материала;

а £ 100 мм – максимальный размер кусков;

g = 45° - угол естественного откоса в покое;

= 15° - угол наклона конвейера к горизонту;

a =180° - угол обхвата барабана лентой;

Транспортный материал – сера комковая.

Решение

 

Рис. 1 Расчётная схема ленточного конвейера.

Для получения возможно меньшей ширины ленты принимаем желобчатую форму, состоящую из трёх роликов. По таблице П.18 для транспортировки среднекусковых материалов при предлагаемой ширине ленты В=500…800 мм принимаем скорость движения ленты V = 1,6 м/с.

Ширину желобчатой ленты определяем по формуле:

м

Принимаем ширину ленты В=650 мм = 0,65 м (табл. П 18), где Кb - коэффициент, учитывающий дополнительное рассыпание груза на наклонной ленте конвейера; при b< 20° - Кb = 1, при b³ 20° - Кb = 0,95.

В нашем случае b= 15° Кb = 1.

Проверяем ширину ленты по кусковатости груза

Вк = 2,5∙а+200=2,5 ∙100+200=450 мм

Получили Вк < В, следовательно, окончательно принимаем В = 650 мм. Если окажется В< Вк, то надо принять ширину Вк из нормального ряда по ГОСТ (табл. П18).

Выбираем резиновую ленту из бельтинга БКИЛ – 65 шириной В = 650 мм с приделом прочности σр. n. =65 Н/мм и числом прокладок z= 3…8 (табл. П19).

Определяем предварительную мощность привода по формуле:

Pn=(0.00015∙Q∙L2+K1∙L2∙V+0.0027∙Q∙H) ∙K2,

Где L2 – длина горизонтальной проекции конвейера,

L2=L∙cosb=80∙cos15° =77.3 м,

Н – высота подъёма груза, Н= Lsinb=80∙sin15° =20.7м

К1 и К2 – коэффициенты, зависящие от ширины и длины ленты.

По табл. П20 при ширине ленты В=650 м К1=0,020, а К2=1 при длине коэффициента свыше 45 м.

Тогда, Pn =(0,00015∙240∙77,3+0,02∙77,3∙1,6+0,0027∙240∙20,7) ∙1=18,67 кВт

Определяем предварительное тяговое усилие:

кН.

Определяем предварительное максимальное натяжение ленты по формуле:

где f – коэффициент трения между лентой и барабаном, в нашем случае f = 0,35 (табл. П21).

α - 180° - угол обхвата барабана лентой.

Значения е fα приведены в таблице П21.

Определяем число прокладок в ленте:

,

где Крп – коэффициент запаса прочности ленты по табл. П 22, принимаем Крп =9,5 в предложении, что число прокладок будет 4…5.

Принимаем z = 4. Толщина резиновых обкладок на рабочей стороне δ1 = 4 мм, на нерабочей стороне δ2 = 1,5 мм (табл. П 23).

Линейная плотность ленты:

кг/м,

где δ = 1,4 мм – толщина одной текстильной прокладки (табл. П19).

Средняя линейная плотность транспортируемого груза:

кг/м

Условная линейная плотность роликоопор. При ширине ленты В = 650 мм, плотности транспортируемого материала r =1,4 т/м3, скорости движения до V = 2 м/с, диаметр ролика роликоопоры Др =89 мм( табл. П24). На рабочей ветви конвейера лента поддерживается желобчатыми роликоопорами, состоящими из трёх роликов, а на холостой ветви лента плоская, поддерживается роликоопорами, состоящими из одного ролика.

Расстояние между роликоопорами на рабочей ветви конвейера lp определяем по табл. П25. При В = 650 мм и r = 0,81…1,6 т/м3 lp = 1,3 м. Расстояние между роликоопорами на нижней ( холостой ) ветви принимают lx= 2∙ lp=2∙1,3=2,6 м.

Масса роликоопор рабочей ветви (желобчатой)

mж =10 В+7=10∙0,65+7=13,5 кг.

Условная линейная плотность желобчатых роликоопор

кг/м.

Масса роликоопор на холостой ветви (плоской)

mn =10 В+3=10∙0,65+3=9,5 кг.

Условная линейная плотность плоских роликоопор холостой ветви

кг/м.

Определяем размеры барабана.

Диаметр приводного барабана Дб =z∙(120…150) = 4 (120…1500) = =(480…600) мм. По ГОСТ 22644 – 77 (табл. П26), принимаем Дб=500 мм. Длина барабана В1 = В + 100 = 650 + 100 = 750 мм.

Чтобы лента не спадала с барабана он имеет стрелу выпуклости fн = 0,005×В1 = 0,005∙750 = 3,75 мм. Диаметр натяжного барабана Принимаем Дн =320 мм (табл. П26).

Определяем натяжение ленты конвейера методом обхвата контура по точкам. Разбиваем контур ленточного конвейера на четыре участка (рис1). Натяжение ленты в точке 1 принимаем за неизвестную величину. Затем находим натяжение ленты в остальных точках через неизвестное натяжение в точке 1:

где Кwn=0,022 – коэффициент сопротивления качения для плоских роликоопор.

кН

где КσН – коэффициент сопротивления на натяжном барабане. При угле обхвата барабана лентой α = 180°…240° . КσН = 0,05…0,07, принимаем КσН = 0,05.

где Кwж =0,025 – коэффициент сопротивления качения желобчатых опор.

При расположение привода на головном конце конвейера натяжение в точке 1 равно натяжению сбегающей с барабана ленты F1=Fсб, а натяжение в точке 4 ровно натяжению набегающей на барабан ленты F4=Fнб. Натяжение набегающей ленты определяется по формуле Эйлера:

Fнб =Fс∙еfα или F4 =F1∙еfα

Таким образом: 1,05 F1+9,8= F1∙3; 1,95∙ F1=9,8.

Откуда кН

Тогда

F2=F1-1.43=5.03-1.43=3.6 kH; F3=1.05 ∙F1-1.5=1.05∙5.03-1.5=3.78 kH

F4=1.05F1+9.8=5.03∙1.05+9.8=15.1 kH

Производим проверку провисания ленты между роликоопорами. Наибольший прогиб ленты на рабочей стороне конвейера будет в точке 3. Должно выполняться условие:

lmax£

Максимальный прогиб:

lmax=м

Допускаемое провисание ленты:

м

Условия провисания соблюдаются, так как lmax=0.027<

Определяем уточненное тяговое усилие на приводном барабане:

FTY=F4-F1+F4…1=15.1-5.03+0.03(15.1+5.03)=10.7 kH

Где F4…1 =Кσn(F4+F1),

здесь Кσn – коэффициент сопротивления на приводном барабане с подшипниками качения, Кσn=0,03…0,035

принимаем Кσn=0,03.

Уточненная мощность приводной станции:

где К3=1,1…1,2 – коэффициент запаса сцепления ленты с барабаном, принимаем К3=1,1;

η=0,8…0,9 – общий КПД механизма привода, принимаем η = 0,85

По каталогу (табл. П27) принимаем электродвигоьель переменного тока закрытого исполнения с повышенным пусковым моментом типа 4А200М. У которого Р=22кВт, частота вращения n=1000 об/мин.

Разработка приводной станции.

Частота вращения приводного барабана:

об/мин

Передаточное число редуктора:

По табл. П10, в зависимости от передаточного числа, мощность электродвигателя и частоты вращения выбираем редуктор с передаточным числом U= 16,3 типа Ц2-350, передающего мощность при тяжёлом режиме работы Рр=24,1кВт, частота вращения nр=1000 об/мин.

Действительна скорость движения ленты

Для регулирования натяжения ленты принято грузовое натяжное устройство с натяжным усилием.

кН

Длина хода барабана натяжного устройства

м

Практическая работа № 4

Расчет вертикального ковшевого конвейера (элеватора) по заданным условиям.

Расчет вертикальных ковшевых элеваторов производят в следующей последовательности:

1) Определяют основные параметры элеватора.

2) Подсчитывают линейные нагрузки.

3) Производят тяговый расчет элеватора.

4) Определяют требуемую мощность электродвигателя, по каталогам

подбирают электродвигатель и редуктор.

Пример 12. Произвести расчет вертикального ковшевого элеватора производительностью Q = 30 т/ч, предназначенного для транспортирования щебня рядового сухого с плотностью r = 1,5 т/м3 и средней крупностью ас = 30мм на высоту Н = 20м.

Исходные данные:

Q = 30 т/ч - производительность элеватора;

ас = 30мм - средний размер кусков материала;

r = 1,5 т/м3 - плотность материала;

Н = 20м - высота подъема груза;

Материал - щебень рядовой сухой.

Элеватор установлен на открытой площадке.

Решение:

По табл. П28 для транспортировки мелкокусковых материалов (ас < 60 мм) принимаем быстроходный ленточный элеватор с центробежной разгрузкой и глубокими ковшами (тип Г). Рекомендуемая скорость движения ленты V = 1,25...1,6 м/с (см. примечание к табл. П18).

Средний коэффициент заполнения ковшей y = 0,8.

Для быстроходных элеваторов с центробежной разгрузкой диаметр барабана может быть определен по формуле :

Дб>0,204V = 0,204х1,6 = 0,52 м

Принимаем диаметр приводного барабана Дб = 500мм (табл. П26).

Частота вращения барабана:

=61 об/мин

Полюсное расстояние:

м

Так как hn =0.24м < hб = 0,25м, то центробежная разгрузка ковшей обеспечивается.

Определяем погонную емкость ковшей:

л/м.

По табл. П29 выбираем погонную емкость: 5л/м

Объем ковша iо = 2л, шаг ковшей tк = 400мм, ширина ковша В = 250мм, ширина ленты Вл = 300мм, вылет ковша А = 140мм.

Проверяем вылет ковша по крупности материала. Для рядовых грузов должно быть:

А > (2...2,5)ас = (2...2,5)30 = 60...75мм < А = 140мм.

Если задан груз сортовой, то тогда должно соблюдаться условие:

А > (4...5)ас.

При принятых параметрах ковшей и скорости движения ленты V = 1,6 м/с, заданная производительность Q = 30 т/ч обеспечивается при коэффициенте заполнения ковшей:

.

Определяем число прокладок ленты. Из формулы:

Дб = (125...150)z

находим:

Принимаем число прокладок z = 4

Определяем линейные нагрузки.

Погонный вес ленты:

qо =1,1gВл(z+1+2)=1,1х9,81х0,3х(1,4х4+3+1,5)=32,7H/м

= 1,4мм - толщина прокладки резинотканевой ленты типа БКНЛ-65

(табл. П19);

1 = 3мм - толщина обкладки рабочей стороны ленты (табл. П23);

2 = 1,5мм - толщина обкладки нерабочей стороны ленты (табл. П23).