Расчёт ленточного конвейера производительностью Q=100 т/ч

Расчёт ленточного конвейера производительностью Q=100 т/ч

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГБОУ ВПО «МАГНИТОГОРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Г.И. НОСОВА»

ИНСТИТУТ ГОРНОГО ДЕЛА И ТРАНСПОРТА

Кафедра ГМ и ТТК

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Машины непрерывного транспорта»

на тему: «Расчёт ленточного конвейера производительностью Q = 100 т/ч»

Исполнитель: Дорогин А.О., студент 4 курса, группа КП-08

Магнитогорск, 2012

Задание

на курсовой проект по дисциплине «Машины непрерывного транспорта»

Студент группы КП-08 Дорогин А.О

Рис. 1

Спроектировать ленточный конвейер по следующим исходным данным: транспортируемый материал - магнезит; производительность 100 т/ч; плотность материала 1,8 т/м³, длина конвейера 65м. Режим работы - средний.

В конструкции привода использовать цилиндрический редуктор и ременную передачу.

Введение

В курсовом проекте рассчитан ленточный конвейер, производительностью 100т/ч, длиной 65м, транспортируемый материал - магнезит с плотностью 1,8 т/м³. Режим работы М5.

конвейер двигатель барабан

1. Описание конвейера

Разные типы конвейеров применяются, что ни говори, во всех областях промышленности. Главными задачами устройств этого типа являются осуществление погрузки и выгрузки, а также транспортировки различных грузов в течение производственного процесса.

Наиболее распространенным типом конвейера является ленточный конвейер. Ввиду своей простоты, а также легкости в обслуживании и определенной универсальности применения он является просто незаменимым устройством на том или ином промышленном объекте. Благодаря своим возможностям ленточный конвейер обеспечивает непрерывную транспортировку различных грузов (от самых мелких, незначительных и сыпучих до крупногабаритных).

Одним словом, ленточный конвейер представляет собой специальный механизм, предназначенный для бесперебойной транспортировки материалов и грузов. В качестве основного несущего и тягового механизма здесь выступает эластичная лента. Конвейеры ленточные нормального, а также тяжелого исполнения применяются для осуществления транспортировки штучных, сыпучих и кусковых грузов в различных направлениях: наклонном и горизонтальном. Разрешается отклонение не более 18 градусов.

Рисунок 1 - Кинематическая схема конвейера

Конвейеры ленточные легкого типа: используются для транспортировки штучных единиц, грузов, а также материалов с сыпучей структурой. Ширина ленты может быть: 400-1200 мм (в зависимости от характеристик конвейера). Для того, чтобы разгрузить конвейер, используются характерные тележки, устанавливаемые на ленту (800, 1000, 1200 либо 1400 мм), а также сбрасыватели плужковые (650, 800, 1000, 1200, 1400 и 1600 мм).

. Расчёт ленточного конвейера

Исходные данные:

Производительность: Q = 100 т/ч.

Материал - магнезит (хрупкий, кристаллический минерал)

Плотность материала: р = 1,8 т/м³.

Длина конвейера: l = 65 м.

Режим работы - М5

Необходимая ширина ленты определяется по формуле:

Предполагаем, что лента должна иметь ширину в пределах 400-500 мм;

где Кп - коэффициент площади поперечного сечения груза на ленте (табл 4.11 стр.130)

 - Скорость движения ленты конвейера принимаем равной 1,25 м/с (табл. 4.12 стр. 130)

К_β - коэффициент уменьшения сечения груза на наклонном конвейере (табл. 4.10 стр. 129)

  0,36 м

Выбираем ленту шириной В = 400 мм, резинотроссовую общего назначения, предварительно типа 2РТЛ-1500, прочность 1500 Н/мм и масса 1 м² m_л = 28 кг/м²

Для обеспечения заданной расчётной производительности Qр = 100 т/ч при принятой ширине ленты В= 400 мм, скорость ленты должна составлять:

 Оставляем принятую скорость 1,25 м/с, что даёт возможность уменьшить на 10% заполнение ленты грузом при расчётной производительности

Проверяем ширину ленты по кусковатости груза

а = (60+10)/2 = 35 (стр. 30)

, следовательно, принимаем ширину ленты равной 400 мм

Выбираем расстояния между роликоопорами:

на верхней ветви lр.в = 1,4 м и на нижней lр.н = 2,8 м

Масса вращающихся частей желобчатой роликоопоры m_р.в = 7 кг, m_р.н = 4 кг

Отсюда линейные силы тяжести, определяемые по формулам:

где lр.в - расстояние между роликоопорами на верхней ветви

lр.н - расстояние между роликоопорами на нижней ветви

m_р.в - масса вращающихся частей верхней роликоопоры

m_{р.н -} - масса вращающихся частей нижней роликоопоры

 - масса 1м² ленты, кг

Определяем линейную силу тяжести транспортируемого груза по средней производительности:

Где  - плановая средняя массовая производительность равная 2400 т/сутки

Т - время работы конвейера равное 24 часам

Кэ - общий эксплуатационный коэффициент

Кв - коэффициент использования конвейера по рабочему времени равный 0,9

Кн - коэффициент неравномерности загрузки равный 0,8

Общее сопротивление движению ленты в летнее время:

Где Wв - коэффициент сопротивления движению верхней ветви ленты равный 0,025 (стр. 131)

Wн - коэффициент сопротивления движению нижней ветви ленты равный 0,022 (стр. 131)

Кд - обобщённый коэффициент местных сопротивлений на оборотных барабанах равный 1,7 (стр. 131)

Lг - длина горизонтальной проекции расстояния между осями концевых барабанов конвейера, 65 м

Определяем мощность приводного двигателя в летнее время по формуле:

Где Кз - коэффициент запаса равный 1,15 (стр.138)

 - общий КПД механизмов привода, равный 0,8 (стр. 116)

На конвейере устанавливаем двухбарабанный привод. Для футерованного барабана при средних производственных условиях принимаем коэффициент трения ленты о поверхность барабана µ=0,4; общий угол обхвата (а1+а2)=400^о

Тогда тяговый фактор  и выражение

Дальнейший расчёт ведем для условий работы конвейера в летнее время

Определяем расчётное натяжение ленты:

Где W- общее сопротивление движению ленты в летнее время

Кз - коэффициент запаса равный 1,15 (стр.138)

Расчётный коэффициент запаса прочности ленты:

Где Ко - номинальный запас прочности равный 7 [1.стр. 104]

Кст - коэффициент прочности стыкового соединения концов ленты равный 0,9 [1.стр. 104]

Кт - коэффициент конфигурации трассы конвейера равный 1 [1.стр. 104]

Кр - коэффициент режим работы конвейера равный 1 [1.стр.104]

Необходима прочность резинотросовой ленты:

Где Sнб - расчётное натяжение ленты

К’ - расчётный коэффициент запаса прочности ленты равный 7,8

В - ширина ленты равная 400мм

Резинотросовая лента типа 2РТЛ-1500 имеет прочность 1500 Н/мм

И максимальное допускаемое натяжение S_рт.д = 180 Н/мм

Выполняем проверку:

Принимаем диаметры барабанов:

Приводной барабан: Dб= 0,8м

Оборотные барабаны перед приводными:

После приводных барабанов: Do’=

Натяжной барабан Dн = [1.табл. 4.3, формула 4.27]

По таблице 4.8 выбираем коэффициент распределения нагрузки между приводными барабанами Кф=2

Вычисляем натяжение ленты, сбегающей со второго барабана:

Вычисляем натяжение ленты, набегающей на второй барабан и сбегающей с первого барабана:

Этим заканчивается обобщённый приближённый расчёт. Корректировка расчёта не требуется.

. Тяговый расчет конвейера

Подробный тяговый расчет конвейера при установившемся движении центы выполняется методом последовательного суммирования всех сил сопротивления движению ленты на всей трассе конвейера от точки сбегания ленты с приводного барабана, до точки набегания ленты на приводной барабан.

Для выполнения тягового расчета контур всей трассы конвейера по ходу движения ленты разделяется на отдельные участки по виду сопротивлений: горизонтальные, наклонные, повороты, загрузка и т.д. Нумерация точек и расчет начинается с точки сбегания лент с приводного барабана и продолжается по всему контуру трассы до конечной точки расчета. Для определения действительных натяжений в каждой точке трассы, при использовании фрикционного привода, за основу берем теорию фрикционных приводов традиционных ленточных конвейеров, и тяговый расчет проводим аналогично.

Рисунок 2 - Схема к тяговому расчёту конвейера

Натяжения ленты на различных участках:

Участок 1-2

Н = 51,2 кН

Участок 2-3

 = 51,2 кН

Участок 3-4

 = 52,2 кН

Участок 4-5

 = 52.2 кН

= 54.4 кН

Участок 6-7

= 54,4 кН

Участок 7-8

=56.1 кН

Участок 8-9

=58,2 кН

Участок 9-10

=61,2 кН

Рисунок 3 - График натяжения ленты

4. Расчёт дополнительных усилий при пуске конвейера

Определение максимального натяжения ленты с учетом динамических пусковых нагрузок.

где  - пусковое натяжение сбегающей ветви, создаваемое НУ;

 - сопротивление верхней грузовой ветви, рассчитанное с учетом пускового коэффициента сопротивления движению;

 - сопротивление нижней холостой ветви, рассчитанное с учетом пускового коэффициента сопротивления движению;

Где а - ускорение ленты при пуске; ; Б - коэффициент, учитывающий длину конвейера; - относительное удлинение.

Где  - коэффициент безопасности; f - коэффициент внешнего трения.

Принимаем, что α = 0.1 м/с².

Т.к.  0.1 < 0,33, то груз не проскальзывает по ленте.

Проверяем выбор прочности ленты при номинальном запасе прочности [2,с.104]:

Принятое число прокладок ленты проходит при номинальном запасе прочности.

Сравниваем  с наибольшим расчетным натяжением ленты :

.

Зная ускорение, определяем минимальное время пуска:

.

Определяем время пуска конвейера по пусковым характеристикам электродвигателя привода:

Где  - коэффициент, учитывающий упругое удлинение ленты [2,с.135];

 - статический момент электродвигателя

 - общее окружное усилие

 - частота вращения барабана

 - средний пусковой момент электродвигателя

 - маховый момент движущихся частей конвейера

где  - коэффициент приведения вращающихся частей механизма привода к ротору двигателя;  - маховый момент ротора электродвигателя (принимают по каталогу электродвигателя);  - общий КПД механизмов привода;  - номинальная частота вращения ротора двигателя;  - коэффициент, учитывающий, что окружная скорость части вращающихся масс меньше скорости ленты;  - суммарная масса вращающихся частей конвейера (роликоопоры верхней и нижней ветвей, барабана) [1, т. 4.75].

, 27 > 16 с., следовательно, условие соблюдается.

Максимальный прогиб ленты на грузовой и холостой ветвях.

Прогиб ленты грузовой ветви:

где [f] - допустимый прогиб ленты грузовой ветви;  - минимальное натяжение после загрузочного устройства. Так как условие не выполняется, то уменьшаем шаг расстановки роликов: грузовой ветви l_гр = 1,1 м; холостой ветви l_x = 2,5∙ l_гр =2,5∙1,1 =2.75м; в зоне загрузки l_з = 0,5∙ l_гр = 0,5∙1,1 = 0,55 м. Делаем перерасчет, следовательно, условие соблюдено.

Прогиб ленты холостой ветви, где ,

Выбор муфты

Выбираем зубчатую муфту типа М3-1

Таблица 1 - Характеристика муфты

Рисунок 3 - Муфта зубчатая МЗ-1

5. Определение мощности привода

По каталогу уже выбран двигатель. Выбираем двигатель

А-12-32-3 с N = 30 кВт, n = 1500 об/мин.

Передаточное число редуктора:

Принимаем редуктор Ц2-350 с передаточным числом i=40 и мощностью на тихоходном валу 24,4 кВт.

Рисунок 4 - Редуктор Ц2-350

Таблица 2 - Типоразмер редуктора Ц2-350

6. Расчет и выбор тормоза

Тормоз для конвейеров выбирают по тормозному моменту М_т на валу электродвигателя. Этот момент препятствует обратному движению рабочего органа конвейера под действием силы тяжести перемещаемого груза при отключении электрического питания. Требуемый тормозной момент на валу электродвигателя:

Выбираем типоразмер тормоза: тормоз ТКГ-300 ГОСТ 24.290.08-82, имеющий следующие параметры: Т_т.н. = 800 Нм; D_т.ш. = 300 мм; В_к = 140 мм; h_{шт тах} = 50 мм; L_уст = 500 мм; т_тор = 80 кг. Типоразмер электрогидравлического толкателя - ТГМ-50.

Рис 5 - Тормоз типа ТКГ-300

7. Расчет вала приводного барабана

Определяем силу, действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов

,

где  - окружная сила на муфте;  - расчетный диаметр.

Для зубчатых муфт расчетный диаметр равен

Окружная сила на муфте:

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

Принимаем .

Составляем расчетную схему вала (рис. 4), прикладывая к валу найденные ранее нагрузки, и определяем реакции опор, задавшись длинами ,  и . Реакции опор от силы  определяем отдельно, так как она меняет свое направление с течением времени.

Реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия

,

откуда

,

откуда

Реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия

,

откуда

,

откуда

Реакции опор от силы  из условия равновесия

,

откуда

,

откуда

Определим изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

в сечении C:

в сечении D:

в сечении B:

;

Определим суммарные изгибающие и эквивалентные моменты:

в сечении C:

в сечении D:

в сечении B:

Материал вала сталь 40ХН. Характеристики материала [6, табл.8; с.90]:

.

 - запас прочности по статической несущей способности.

Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении:

С учетом ослабления сечения шпоночными пазами увеличиваем сечение на 15%. . Принимаем .

Остальные диаметры назначаем конструктивно по нормальному ряду размеров. В целях унификации принимаем диметры вала в подшипниковых опорах одинаковыми и равными 90 мм. Диаметры вала под ступицами также принимаем одинаковыми и равными 110 мм. Диаметр вала между ступицами - 100 мм.

. Расчет подшипников вала приводного барабана

Схема для расчета подшипников см. рис. 6 данного курсового проекта.

Радиальная нагрузка на опору A:

Радиальная нагрузка на опору B:

Опорой приводного вала на раму являются двухрядные сферические роликоподшипники. Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. На подшипник действуют только радиальные усилия, равные .

Предварительно принимаем роликовые радиальные сферические двухрядные подшипники 1318 по ГОСТ 5720-75* С = 200 кН, С_о = 176 кН.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

,

где  - коэффициент долговечности.

Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости

,

где  - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника;  - коэффициент безопасности при нагрузке с незначительными толчками;  - температурный коэффициент при . Тогда

 и

Расчетная долговечность проверяем по динамической грузоподъёмности:

где  - коэффициент, учитывающий вероятность безотказной работы;  - коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации;  - частота вращения приводного вала - показатель степени для роликоподшипников.

, что удовлетворяет требованиям.

Проверяем выбранный подшипник по статической грузоподъёмности:

,

.

. Расчет шпоночных соединений приводного барабана

Основным для соединений с призматическими шпонками является условный расчет на смятие.

Шпонка под ступицами приводного барабана: для вала диаметром  по ГОСТ 23360-78 предназначена шпонка со следующими размерами: ширина шпонки ; высота шпонки ; глубина паза на валу ; длина шпонки .

Если принять для упрощения, что нормальные напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора давления равно , то

,

где  - рабочая длина шпонки;  - глубина врезания шпонки в ступицу колеса;  - допускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали 45 [1, с. 89].

Принимаем длину шпонки равную  в соответствии с длиной ступицы. Тогда . По формуле (2) проверяем напряжения в зоне контакта.

 ≤ ,

Проверку прочности шпонок на срез обычно не проводят, так как это условие соблюдается при использовании стандартных сечений шпонок.

Шпонка под зубчатой муфтой: для вала диаметром  по ГОСТ 23360-78 предназначена шпонка со следующими размерами: ширина шпонки ; высота шпонки ; глубина паза на валу ; длина шпонки .

Если принять для упрощения, что нормальные напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора давления равно , то

,

где  - рабочая длина шпонки;  - глубина врезания шпонки в ступицу колеса;  - допускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали 45 [1, с. 89].

Принимаем длину шпонки равную  в соответствии с длиной ступицы. Тогда . По проверяем напряжения в зоне контакта.

≤.

Проверку прочности шпонок на срез обычно не проводят, так как это условие удовлетворяется при использовании стандартных сечений шпонок.

. Расчет концевого вала барабана

Рис. 7. Схема нагружения вала

Составляем расчетную схему вала (рис. 7), прикладывая к валу найденные ранее нагрузки, и определяем реакции опор, задавшись длинами ,  и .

Реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия

,

откуда

,

откуда

Реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия

,

откуда

,

откуда

Определим изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

в сечении C:

в сечении D:

в сечении B:

;

Определим суммарные изгибающие и эквивалентные моменты:

в сечении C:

в сечении D:

в сечении B:

Материал вала сталь 40ХН. Характеристики материала [6, табл.8; с.90]:

.

 - запас прочности по статической несущей способности.

Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении:

С учетом ослабления сечения шпоночными пазами увеличиваем сечение на 15%. . Принимаем .

Остальные диаметры назначаем конструктивно по нормальному ряду размеров. В целях унификации принимаем диметры вала в подшипниковых опорах одинаковыми и равными 80 мм. Диаметры вала под ступицами также принимаем одинаковыми и равными 90 мм. Диаметр вала между ступицами - 80 мм.

. Расчет подшипников вала концевого барабана

Схема для расчета подшипников см. рис. 5 данного курсового проекта.

Радиальная нагрузка на опору A:

Радиальная нагрузка на опору B:

Опорой приводного вала на раму являются двухрядные сферические роликоподшипники. Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. На подшипник действуют только радиальные усилия, равные .

Предварительно принимаем двурядные шарикоподшипники 111316 по ГОСТ 5720-75* средней серии. С = 110кН, С_о = 60кН.

,

где  - коэффициент долговечности.

Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости

,

где  - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника;  - коэффициент безопасности при нагрузке с незначительными толчками;  - температурный коэффициент при . Тогда

 и

Расчетная долговечность проверяем по динамической грузоподъёмности:

,

где  - коэффициент, учитывающий вероятность безотказной работы;  - коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации;  - частота вращения приводного вала - показатель степени для роликоподшипников.

, что удовлетворяет требованиям.

Проверяем выбранный подшипник по статической грузоподъёмности:

,

.

12. Расчет шпоночных соединений вала концевого барабана

Основным для соединений с призматическими шпонками является условный расчет на смятие.

Шпонка под ступицами приводного барабана: для вала диаметром  по ГОСТ 23360-78 предназначена шпонка со следующими размерами: ширина шпонки ; высота шпонки ; глубина паза на валу ; длина шпонки .

Если принять для упрощения, что нормальные напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора давления равно , то

,

где  - рабочая длина шпонки;  - глубина врезания шпонки в ступицу колеса;  - допускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали 45 [1, с. 89].

Принимаем длину шпонки равную  в соответствии с длиной ступицы. Тогда . По формуле проверяем напряжения в зоне контакта.

 ≤ ,

Проверку прочности шпонок на срез обычно не проводят, так как это условие соблюдается при использовании стандартных сечений шпонок

Список используемой литературы

1. Спиваковский А.О., Дьячков В.К. Транспортирующие машины: Учеб. пособие для машиностроительных вузов.- 3-е изд.- М.: Машиностроение, 1983.-487с.

. Конвейеры: Справ./ Ю.А. Пертен. - М.: Машиностроение, 1984. - 367с.

. Зенков Р.Л., Ивашков И.И., Колобов Л.Н. Машины непрерывного транспорта. - 2 -е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 432 с.: ил.