Проектирование ленточного конвейера

Курсовой проект по дисциплине: Машины непрерывного транспорта Тема: Проектирование ленточного конвейера

Введение

По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы — машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средства напольного транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), и другие подобные машины, а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) — конвейеры различных типов, устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.

Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Одновременно с транспортированием грузов они могут распределять их по заданным пунктам, складировать, накапливая в обусловленных местах, перемещать по технологическим операциям и обеспечивать необходимый ритм производственного процесса.

Конвейеры являются составной, неотъемлемой частью современного технологического процесса, они устанавливают и регулируют темп производства, обеспечивают его ритмичность, способствуют повышению производительности труда и увеличению выпуска продукции.

Существенным преимуществом ленточных конвейеров является значительная производительность, которая при больших скоростях движения (6…8 м/с) и ширине ленты может быть доведена до 20 000 и даже до 30 000 т/ч, что во много раз превышает производительность других конвейеров. Ленточные конвейеры могут иметь сложные трассы с горизонтальными и наклонными участками, а также с изгибами в горизонтальной плоскости. Длина горизонтальных конвейеров может составлять 3…5 километров для одной машины, а в отдельных случаях достигает 14 км. Благодаря простоте конструкции и эксплуатации, удобству контроля за работой и автоматизации управления ленточные конвейеры имеют высокую надёжность даже при работе в тяжёлых условиях.

К недостаткам ленточных конвейеров относится высокая стоимость ленты и роликов, составляющая соответственно около 50 и 30% общей стоимости конвейера. Следует отметить, что использование этих конвейеров затруднено при транспортировании пылевидных, горячих и тяжёлых штучных грузов, а также при углах наклона трассы превышающих 18…20°.

Затраты на перемещение грузов ленточными конвейерами на расстояния 5…30 км. невелики и существенно меньше, чем затраты на перемещение грузов автомобильным транспортом.

В результате курсового проекта был спроектирован ленточный конвейер для перемещения влажного песка. Для этого были определены конструктивные параметры несущего полотна конвейера, вычислены силы сопротивления движению несущего полотна, определены параметры направляющих роликов, подобраны электродвигатель и редуктор, а также выполнен расчет элементов приводного, натяжного барабанов. Данный конвейер можно использовать для перемещения груза на высоту до 10 м. и расстояние до 67 м.

1. Устройство и принцип действия механизма Рис. 1 Наклонно-горизонтальный ленточный конвейер.

Несущим и тяговым элементом ленточного конвейера общего назначения (рис.1) является бесконечная гибкая лента 10, опирающаяся верхней (рабочей) и нижней (холостой) ветвями на роликовые опоры 4, 8 и огибающая на концах конвейера приводной 5 и натяжной 11 барабаны. Подача транспортируемого груза на ленты осуществляется через загрузочное устройство 1. Движение передаётся ленте фрикционным способом от приводного барабана. Необходимое первоначальное натяжение на сбегающей ветви ленты создаётся натяжным барабаном при помощи грузового натяжного устройства 12. Направление потока сбрасываемого с барабана груза обеспечивается разгрузочной коробкой 6.

Для очистки рабочей стороны ленты от оставшихся частиц установлена вращающаяся щётка 7. В данном случае установка очистительного устройства совершенно необходима, так как прилипшие частицы влажного песка образуют на роликах трудноудаляемую неровную корку и могут привести к неравномерному их вращению, вызывающему ускоренное изнашивание ленты.

Для центрирования хода обеих ветвей ленты и исключения её чрезмерного поперечного смещения установлены дефлекторные ролики 3. В местах перехода ленты из наклонного в горизонтальное положения используются роликовая батарея 2 и отклоняющий барабан 9, создающие плавный перегиб ленты.

2. Определение конструктивных параметров несущего полотна

конвейера Определим ширину ленты по формуле:

где АQ, BQ — коэффициенты производительности, зависящие от формы роликоопоры. В данном случае для трёхроликовой опоры:

;

где бр = 30° - угол наклона боковых роликов на трёхроликовых опорах;

Св — коэффициент, учитывающий угол наклонного участка:

где цн — угол насыпки груза на ленте:

.

где ц = 45° - угол естественного откоса груза для состояния покоя;

KB = 0,9 — коэффициент использования ширины ленты.

Рис. 2 Трёхроликовые опоры.

По ГОСТ 22 644–77 принимаем ширину ленты B = 650 мм., т.к. меньшее значение приведёт к перегрузки ленты.

Существенное увеличение ширины ленты по сравнению с первоначальной расчётной величиной требует обязательного пересчёта скорости. По формуле находим:

.

Согласно нормальному ряду по ГОСТ 22 644–77 принимаем х = 1,25 м/с.

Определим действительное значение KВ коэффициента использования ширины ленты:

.

Что свидетельствует о хорошем заполнении ленты грузом (KВ? 0,8).

3. Определение параметров роликовых опор При ширине ленты B = 650 мм и с насыпной плотности груза с = 1,9 т/м3 выберем постоянный шаг роликовых опор (с. 125, [1]):

lp = 1300 мм — для верхней ветви ленты;

lх = 3000 мм — для нижней ветви ленты.

Определим диаметр роликовых опор по таблице 2.2 (с. 129, [1]), при условии исключения резонансных явлений указанных в таблице 2.3 (с. 132, [1]). В этом случае для обоих ветвей можно принять ролики среднего типа с одинаковым значением диаметра

Dp = 108 мм.

Рассчитаем массы вращающихся частей трёхроликовой mp и однороликовой mх опор:

;

.

где Аm, Бm — эмпирические коэффициенты для ролика среднего типа, равные 10 и 10 соответственно.

4. Определение сил сопротивления движению несущего полотна на

всех участках конвейера

4.1 Расчёт распределённых масс Распределённые массы транспортируемого груза:

.

Распределённые массы вращающихся частей опор верхней ветви:

.

Распределённые массы вращающихся частей опор нижней ветви:

.

4.2 Определение толщины ленты Определение толщины ленты по формуле:

где д1 = 6 мм — толщина рабочей (наружной) обкладки (с. 96, [1]);

д2 = 2 мм — толщина нерабочей (нижней) обкладки;

дп = 1,1 ммтолщина прокладки с резиновой прослойкой из полиамидных нитей, таблица 2.1 (с. 97, [1]);

iп = 6 мм — число прокладок, взятое максимально возможное значение из рекомендованного ряда при ширине ленты B = 650 мм. (с. 95, [1]).

Рис. 3 Тяговая лента.

Тогда масса, приходящаяся на 1 м длины прорезиненной конвейерной ленты при плотности с0 = 1130 кг/м3, находится по формуле:

.

4.3 Определение местных сил сопротивления движению ленты При эксплуатации в средних условиях коэффициенты сопротивления на рядовых роликовых опорах определяются по таблице 2.4 (с. 133, [1]):

щp = 0,025 — для верхней ветви;

щх = 0,022 — для нижней ветви;

На барабанах, установленных на подшипниках качения с учётом силы сопротивления изгибу ленты:

щп1 = 0,02 — для поворотного барабана;

щп2 = 0,06 — для натяжного барабана с углом поворота 180°;

Силу сопротивления в пункте загрузки определяют по формуле:

где fл = 0,52 — коэффициент внешнего трения песка по резиновой ленте, таблица 1.4 (с. 13, [1]);

fб = 0,6 — коэффициент внешнего трения песка по стали;

х1 — проекция составляющей средней скорости струи материала на направление ленты, определяющаяся по формуле:

kб — коэффициент бокового давления груза на бортовые направляющие:

где bср? 0,7•B = 0,455 м;

хср — средняя скорость движения груза на длине разгона до скорости х:

.

Длина конвейера составляет около 70 метров, поэтому силу сопротивления движению ленты на очистительном устройстве можно не учитывать.

5. Определение сил натяжения тяговой ленты и тяговое усилие на

приводном барабане Рис. 4 Схема участков натяжений на ленточном конвейере.

5.1 Определение точек с наименьшим натяжением ленты Для конвейеров, имеющих наклонный участок, минимальное натяжение Smin в ленте может находиться либо в точке схода с приводного барабана S1, либо в конце наклонного участка — в точке набегания ленты на натяжной барабан S4.

Если выполняется неравенство:

где H — высота трассы ленточного конвейера:

то точка с минимальным натяжением в ленте находится в точке сбегания с приводного барабана Smin= S1. Если неравенство не выполняется, то точка с минимальным натяжением находится в точке набегания ленты на натяжной барабан Smin= S4.

.

Следовательно, точка с минимальным натяжением находится в точке набегания ленты на натяжной барабан Smin= S4.

Значения минимально допустимых натяжений в ленте для рабочей ветви Spmin и для холостой ветви Sxmin определяются по формулам:

;

.

Точка схода груза на ленту с загрузочного устройства находится на расстоянии:

;

.

5.2 Определение натяжений в характерных точках трассы конвейера Таким образом S4 = Smin = 3158 Н.

;

;

Так как условия ограничения стрелы провеса рабочей ветви выполняется при условии Spmin? 12 990 Н, то принимаем S6 = 12 990 Н.

;

.

Натяжение S9 является наибольшим Smax = 24 360 Н и расчётным натяжением, необходимым для определения числа прокладок резинотканевой ленты:

где Сп = 9 — коэффициент запаса прочности, значение которого для наклонных конвейеров соответствует сравнительно малому числу прокладок;

kр = 100 Н/мм — предел прочности для выбранной ткани из комбинированных нитей ТА-100 с толщиной прокладки дп = 1,1 мм.

Предварительно выбранная лента имеет 2 лишних прокладки. В таком случае число прокладок необходимо сократить до iп = 4 и пересчитать распределённую массу лент q0, повторить тяговый расчёт.

5.3 Уточнённый тяговый расчёт Толщина ленты:

Распределённая масса ленты:

Условия ограничения стрелы провеса для верхней и нижней ветви:

.

Так как условия ограничения стрелы провеса рабочей ветви выполняется при условии S6? 12 780 Н, то принимаем S6 = 12 780 Н.

;

.

Натяжение S9 является наибольшим Smax = 23 970 Н.

Уточнённое расчётное число прокладок для ленты с тканью ТА-100 составит:

то есть iп = 4.

Фактический запас прочности ленты:

.

Увеличенный запас прочности ленты повысит её срок службы. Использование ленты с числом прокладок iп = 3 снизит запас прочности до Сп = 8,14, что считается недопустимым для наклонных конвейеров (для ленты из синтетических тканей запас прочности должен быть Сп? 10).

Для определения натяжений на нижней ветви ленты производят обход трассы против направления движения ленты:

;

;

;

;

.

Таблица 1

5.4 Построение диаграммы линейных сопротивлений а) Вычислим линейное сопротивление трения.

Для участка 1−5 (холостая ветвь):

.

Для участка 5−9 (рабочая ветвь):

.

б) Вычислим силы сопротивления подъёму груза.

На участке 3−4 (наклонный участок холостой ветви):

.

На участке 5−7 (наклонный участок рабочей ветви):

в) Построение диаграммы суммарных натяжений.

Для точек слева от Smin:

Рис. 5 График натяжения ленты.

Рис. 6 Диаграмма линейных сопротивлений.

где Si-1 — натяжение в точке i-1;

Si — натяжение в точке i:

ki-1 — коэффициент при огибании в точке i-1:

ki = 1,02 … 1,03 при угле огибания б < 90°,

ki = 1,05 … 1,07 при угле огибания б? 90°.

Для точек справа от Smin:

5.5 Определение необходимого угла обхвата лентой приводного

барабана Максимальное тяговое усилие на приводном барабане, которое способен передать приводной барабан без пробуксовки ленты:

.

Определим тяговый коэффициент ем0? б по формуле:

где kсц = 1,3 — коэффициент запаса сцепления, используемый для исключения пробуксовывания ленты при всех режимах работы конвейера.

Тогда:

Для средних условий работы в сухом помещении на футерованном резиной барабане коэффициент трения м0 = 0,4 и необходимый угол обхвата б:

.

Такой угол обхвата получаем на однобарабанном приводе (б = 180°).

Согласно закону Эйлера, условие отсутствия скольжения ленты по барабану определяется выражением:

Условие выполняется.

6. Определение параметров барабанов и роликовой батареи Примем стандартный приводной барабан 6563Ф-100 по таблице 4.18 (с. 111, [5]) с диаметром DБ.П. = 670 мм.

Удельное давление ленты на барабан не должно превышать допустимое значение:

где б° = 180° - угол охвата барабана лентой;

[p] = 0,2…0,3 МПа — допустимая величина давления ленты на поверхность барабана.

Условие p? [p] выполняется. В случае невыполнения, принимается увеличенный диаметр барабана.

Примем стандартный неприводной барабан 6550−80 по таблице 4.19 (с. 112, [5]) с диаметром DБ.Н. = 500 мм.

Примем стандартный отклоняющий барабан 65.40−50 с диметром DБ.О. = 400 мм для обратной (холостой, нижней) ветви.

На конвейере с желобчатыми роликоопорами переход ленты из наклонного положения в горизонтальный для рабочей (верхней) ветви выполняется на роликовой батарее из 6 роликоопор. Данный выпуклый участок находится в зоне больших натяжений ленты? 23 кН, угол перегиба на каждой опоре составляет 3°. Расстояние между роликоопорами в роликовой батарее lр. б в 2−2,5 раза меньше постоянного шага роликовых опор верхней ветви: lр. б = 500 мм. Роликовые опоры устанавливают по дуге окружности, радиус которой при угле наклона боковых роликов бр = 30° равен:

7. Выбор натяжного устройства Усилие натяжения, необходимое для перемещения натяжного барабана определяется по формуле:

где Wнат = 150…200 Н — потери на передвижение натяжного барабана;

k2 = 1,1 — коэффициент, учитывающий потери на блоках.

Ход натяжного устройства для тканевых лент рассчитывается по формуле:

.

Необходимый вес груза:

где збл = 0,97 — КПД блоков; n = 2 — количество блоков:

Объём груза определяется по формуле:

где г = 7,8 гм/см3 — удельная масса чугуна.

Примем диаметр груза Dгр = 0,65 м, тогда:

.

Примем для натяжного устройства стандартную тележку 6550Т-80 по таблице 4.22. (с. 117 [5]).

7.1 Расчёт каната Максимальное натяжение каната при подъёме груза:

.

Расчёт каната по Правилам РосТехНадзора проводим по формуле:

где kk = 5,5 — запас прочности, принимаемый по правилам РосТехНадзора для грузовых канатов при среднем режиме работы;

Pk — разрывное усилие каната в целом, принимаемое по таблицам ГОСТа, табл. 58 (с. 397, [7]):

.

Выбираем канат типа ТК 6?19 диаметром 12,5 мм, имеющий при расчётном пределе прочности проволоки при растяжение, равном 140 кг/мм2, разрывное усилие Pk = 6810 кг. Условное обозначение каната: Канат 12,5 — 140 — I — ГОСТ 3070–66. Фактический запас прочности:

8. Загрузочное устройство Груз, падая, ударяется об отбойный щит 1, закреплённый на разгрузочной коробке. Затем по наклонному желобу 2 воронки груз скатывается вниз и падает на ленту конвейера с некоторой усреднённой для всего потока скоростью хср, вектор которой можно разложить на две составляющие:

х1 — скорость, совпадающая с вектором скорости ленты х;

х2 — нормальная скорость к плоскости ленты.

где бж — угол наклонного желоба;

цВ — угол внешнего трения груза о жёлоб, который определяется как:

.

Рис. 7 Загрузочное устройство.

Для предотвращения падения отдельных кусков груза с ленты и его центрирования на ней предусмотрены бортовые направляющие 3, установленные с небольшим расширением по ходу ленты и снизу вверх. В нижней части к бортам прикреплены резиновые продольные полоски, соприкасающиеся с лентой и обеспечивающие плотность бортов.

Перекрытие плоскости свободного падения груза на 150…200 мм уменьшает повреждение обкладки.

Длину бортовых направляющих примем конструктивно:

.

Средняя высота груза по длине бортов:

где bср = 470 мм — среднее расстояние между бортами.

9. Расчёт привода

9.1 Определение необходимой мощности привода Необходимая мощность привода определяется по формуле:

где kз = 1,2 — коэффициент запаса мощности;

з0 — КПД передач привода, равное сумме всех элементов, входящих в привод:

где зр = 0,94 — КПД двухступенчатого редуктора;

зм = 0,99 — КПД муфты;

зп = 0,94 — КПД подшипников качения.

з0 = 0,94 — КПД барабана.

10.2 Выбор электродвигателя и редуктора.

Выбираем электродвигатель АИР 225 M8 мощностью NДВ = 30 кВт и частотой вращения nДВ = 750 об/мин.

Частота вращения приводного барабана:

.

Передаточное число привода:

Выбираем редуктор РЦД-600 мощность NР = 52,1 кВт, с частотой вращения

nР = 1000 об/мин, с моментом МР = 11 370 Н•м, передаточным числом iР = 22,4.

10.3 Проверка электродвигателя на пусковые нагрузки.

Пуск электродвигателя под нагрузкой возможен при соотношении крутящих моментов:

Мпуск > Мст Так как для выбранного двигателя:, то:

.

Определим статический вращающий момент, приведённый к валу электродвигателя:

Мпуск = 728,8 (Н•м) > Мст = 250,2 (Н•м) Условие пуска электродвигателя выполняется.

9.4 Проверка конвейера на самоторможение Для проверки берется наиболее неблагоприятный случай, когда груз имеется только на наклонном участке. Тогда усилие, стремящееся сдвинуть ленту вниз, будет равно q•H, а сопротивление, препятствующее обратному движению ленты, составит:

.

Тормоз не требуется устанавливать, если выполняется условие:

где GТ = 0,55…0,65 — коэффициент возможного уменьшения сопротивления ленты:

Условие не выполняется, следовательно, нужен тормоз.

Тормозной момент, необходимый для удержания барабана от обратного вращения, определяется по формуле:

Тормоз устанавливается на входном валу редуктора и выбирается по расчётному тормозному моменту на этом валу:

где kзт = 1 — коэффициент запаса торможения при рабочем движении груза на наклонном участке вверх:

Выбираем колодочный тормоз ТКТ-300/200 с моментом Мmax = 235 Н•м

9.5 Выбор соединительных муфт Приводной элемент конвейера соединяют с выходным валом редуктора зубчатой муфтой, а вал двигателя с входным валом редуктора — упругой муфтой.

Упругие втулочно-пальцевые муфты позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в их составе, допускают некоторые неточности в сборке.

Муфту выбирают по расчётному вращающему моменту:

где k = 1,1…1,5 — коэффициент учитывающий режим работы, в данном случае при спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах:

.

Так как на муфте будет установлен тормоз, то выбираем тормозной шкив-полумуфту с номинальным крутящим моментом Mтабл = 1000 Н•м, ориентируясь также на диаметры валов.

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом приводного барабана используем зубчатую муфту.

Расчётный крутящий момент:

Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 50 895–96 с номинальным крутящим моментом Mтабл = 16 000 Н•м, ориентируясь также на диаметры валов.

10. Проектирование вала приводного барабана Вал приводного барабана испытывает изгиб от поперечных нагрузок Р1 и Р2, создаваемых натяжением ленты (весом барабана можно пренебречь), и кручение от момента Mр, передаваемого на вал приводом. Из рисунка 8 видно, что суммарная поперечная нагрузка на вале равна:

Поскольку эта нагрузка передаётся на вал через ступицы, то:

.

Крутящий момент на барабане будет равен:

Изгибающий момент:

где l1 = 250 мм — расстояние от центра опоры до середины ступицы.

Эквивалентный момент в середине сечения ступицы равен:

.

Диаметр вала dст под ступицей барабана равен:

где [ф]кр = 35 МПа — допускаемое напряжение кручения для тихоходных валов:

Примем dст = 120 мм, d = 110 мм, dв = 100 мм, dм = 90 мм.

10.1 Проверка на статическую прочность Рассмотрим наиболее опасный участок А. Максимальные касательные и нормальные напряжения равны:

;

По полученным результатам определяем максимальное эквивалентное напряжение, которое сравнивается с допускаемым:

где [у] - допускаемые напряжения, МПа, которые можно принять:

где ут = 750 МПа — предел текучести стали 40ХН;

[Sт] = 2…3 — коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

.

Условие выполняется.

10.2 Проверка на усталостную прочность Вычислим коэффициент запаса прочности S для наиболее опасного сечения, А по формуле:

Рис. 8 Приводной барабан 6563Ф-100. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

где [S] = 1,5…2,5 — необходимый коэффициент запаса прочности;

Sу и Sф — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

где у-1D и ф-1D — пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, определяемые по зависимости:

где у-1 = 420 МПа и ф-1 = 230 МПа — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, таблица 6.1 (с. 82, [3]);

KуD и KфD — коэффициенты снижения предела выносливости, вычисляемые по зависимостям:

где Kу = 2 и Kф = 1,7 — эффективные коэффициенты концентраций напряжений, определяемые по таблице 6.6 (с. 85, [3]);

Kdу = 0,48 и Kdф = 0,48 — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения со шпоночным участком, таблица 6.2 (с. 84, [3]);

KFу = 0,89 и KFф = 0,93 — коэффициенты влияния качества поверхности, определяемые по таблице 6.3 (с. 84, [3]);

Kv = 2,6 — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, который находится по таблице 6.4 (с. 84, [3]):

шфD — коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала А, определяемый по формуле:

где шф = 0,1 — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, определяемый по таблице 6.1 (с. 82, [3]).

Тогда коэффициент запаса прочности S будет равен:

Условие выполняется.

10.3 Подбор подшипников вала Так как вал барабана вращается со скоростью nБАР = 35,65 об/мин, то расчёт ведётся по динамической грузоподъёмности.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шарикового радиального подшипника ведётся по формуле:

где Kб = 3 — коэффициент безопасности, учитывающий эксплуатационные перегрузки на долговечность подшипника, таблица 7.3 (с. 107, [3]);

Kт = 1 — коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность, принимаемый по таблице 7.4 (с. 107, [3]);

V = 1 — при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки, таблица 7.3 (с. 107, [3]);

Fr = Ra = 16 525 Н — радиальная нагрузка;

Fa — осевая сила;

X = 1 и Y = 0 — коэффициенты динамической нагрузки для радиальных подшипников, определяемые по таблице 7.5 (с. 108, [3]):

Базовая долговечность подшипника L10 для шарикового радиального подшипника, соответствующая 90% надёжности, рассчитывается по формуле:

где Сr — грузоподъёмность конкретного подшипника, кН.

Более удобный способ определения ресурса подшипника проводится по формуле:

где n = nБАР = 35,65 об/мин — частота вращения подшипника.

Выбираем роликовый радиальный сферический двухрядный подшипник 3620, предназначенный для приводного барабана 6563Ф-100 по таблице 4.18 (с. 111, [5]).

10.4 Расчёт шпоночных соединений Рассчитаем необходимые размеры призматических шпонок по ГОСТ 23 360–78 для двух участков.

а) Вал, где находится зубчатая муфта.

dз.м. = 90 мм. Определим расчетную длину lp шпонки:

где M = Mр. = 11 370 Н•м — крутящий момент, передаваемый на вал барабана с выходного вала редуктора;

h = 14 мм — высота шпонки;

t1 = 5,4 мм — глубина врезания шпонки в паз вала;

[у]см = 110…190 Н/мм — при стальной ступице.

Стандартная длина шпонки l со скруглёнными пазами будет:

где b = 25 мм — ширина шпонки.

Примем длину шпонки из стандартных значений: lp = 180 мм.

Выбираем шпонку 25?14?180 ГОСТ 23 360–78.

б) Вал ступицы.

dст = 120 мм. Определим расчетную длину lp шпонки:

где М. = 5685 Н•м — крутящий момент на валу барабана.

Стандартная длина шпонки l со скруглёнными пазами будет:

Примем длину шпонки из стандартных значений: lp = 80 мм.

Выбираем шпонку 32?18?80 ГОСТ 23 360–78.

11. Проектирование оси натяжного барабана Ось натяжного барабана испытывает изгиб от поперечных нагрузок Р1 и Р2, создаваемых натяжением ленты (весом барабана можно пренебречь). Из рисунка 9, что суммарная поперечная нагрузка на оси равна:

Поскольку эта нагрузка передаётся на вал через ступицы, то:

Изгибающий момент:

где l1 = 225 мм — расстояние от центра опоры до середины подшипника.

Диаметр вала dст под ступицей барабана равен:

где [ф]кр = 35 МПа — допускаемое напряжение кручения для тихоходных валов.

Примем dст = 80 мм. Остальные диаметры оси выберем исходя из стандартных размеров в меньшую и большую стороны с разницей в 5 мм, для крепления крышек подшипников.

11.1 Подбор подшипников вала Так как ось барабана вращается со скоростью nБАР = 35,65 об/мин, то расчёт ведётся по динамической грузоподъёмности.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шарикового радиального подшипника ведётся по формуле:

где Kб = 3 — коэффициент безопасности, учитывающий эксплуатационные перегрузки на долговечность подшипника, таблица 7.3 (с. 107, [3]);

Kт = 1 — коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность, принимаемый по таблице 7.4 (с. 107, [3]);

V = 1 — при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки, таблица 7.3 (с. 107, [3]);

Fr = Ra = 8805,5 Н — радиальная нагрузка;

Рис. 9 Натяжной барабан 6550−80. Эпюра изгибающих моментов.

Fa — осевая сила;

X = 1 и Y = 0 — коэффициенты динамической нагрузки для радиальных подшипников, определяемые по таблице 7.5 (с. 108, [3]).

Базовая долговечность подшипника L10 для шарикового радиального подшипника, соответствующая 90% надёжности, рассчитывается по формуле:

где Сr — грузоподъёмность конкретного подшипника, кН.

Более удобный способ определения ресурса подшипника проводится по формуле:

где n = nБАР = 35,65 об/мин — частота вращения подшипника.

Выбираем шариковый радиальный подшипник 316, предназначенный для натяжного барабана 6550−80 по таблице 4.19 (с. 112, [5]).

конвейер ленточный опора привод вал

Заключение

Спроектированный ленточный конвейер обладает следующими характеристиками:

Таблица 2

1. Зенков Р. Л., Ивашков И. И., Колобов Л. Н. «Машины непрерывного транспорта». М: «Машиностроение» 1987. — 432 с.

2. Спиваковский Л. О., Дьячков В. К. «Транспортирующие машины». М: «Машиностроение» 1968. — 503 с.

3. Бабкин А. И., Руденко А. В. «Детали машин и основы конструирования». Учебное пособие для студентов заочной формы обучения специальности 180 103. С: РИО Севмашвтуза 2008. — 126с.

4. Тарнопольский А. В., Курносов Н. Е., Корнилаева Л. П., Измайлов Ю. К. «Проектирование ленточного конвейера». Методические указания для студентов специальности 190 205. П: ПензГУ 2009. — 60 с.

5. Пертен Ю. А. «Конвейеры». Л: «Машиностроение» 1987. — 368с.

6. Руденко Н. Ф., Александров М. П., Лысяков А. Г. «Курсовое проектирование грузоподъёмных машин». М: «Машиностроение» 1971. — 463с.

Приложение