ПРИМЕР РАСЧЕТА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Рассчитать ленточный конвейер для транспортирования пшеницы (ρ=300 кг/м³) на расстояние L=19 м и высоту Н=4,9 м согласно схеме рис. 5.1

производительностью Q=90 т/ч. Заг­рузка конвейера через загрузочную воронку с лотком; разгрузка через концевой барабан, который является привод­ным; натяжное устройство винтовое.

Принимаем согласно таблице 5.1 скорость транспортирования V=1,4 м/с.

Коэффициент трения пшеницы по ленте в состоянии покоя f_п=0,5

С целью увели­чении производительности конвейера и уменьшения потерь в качестве поддер­живающих элементов рабочей ветви ленты выбираем трехроликовые желобчатые опоры.

Коэффициент трения пшеницы по ленте при работе конвейера:

Угол трения ψ пшеницы по ленте находим из равенства tg ψ=f_Д=0,4, откуда ψ=22⁰.

Исходя из условия отсутствия соскальзывания пшеницы по ленте β≤ψ определяем угол наклона конвейера. Обычно β=ψ–4…5⁰. Для рассматривания схемы β=ψ – 5⁰=22⁰ – 5⁰=17⁰.

Определяем длину наклонной части конвейера:

Длина проекции наклонной части транспортера на горизонтальную плоскость:

Длина горизонтальной части транспортера:

По формуле определяем ширину ленты для придания рабочей ветви желобчатой формы посредством трехроликовой опоры при секундной производительности:

и коэффициентах К_Н=0,085 в зависимости от формы сечения К_β=0,8 (при β=17⁰) К_β =1…0,75 при угле наклона от 0 до 20^о:

Из ряда стандартных значений вы­бираем В= 650 мм.

В случае значительного расхождения расчетного и стандартного значений ширины ленты следует уточнить производительность.

По таблице 5.3 выбираем резинотканевую ленту с прокладками из ткани БКНЛ-65 (с основой и утком из комбинированных нитей.): пре­дел прочности ткани К_Р=65 Н/мм; чис­ло (предварительное) прокладок Z=3; толщина прокладки δ₀=1,15 мм; толщина обрезиненного слоя с рабочей стороны δ₁=2мм (ввиду малой абразивности пшеницы), с опорной сторо­ны δ₂=1 мм.

Общая толщина ленты:

Линейная плотность ленты:

Согласно таблице 5.4 при В=650 мм и V=2 м/с для рабочей ветви диаметр роликов d_Р=89 мм. С целью увеличения долговечности ленты и создания более благоприятных условий ее работы принимаем угол наклона боковых роли­ков α=30⁰. Тогда масса вращающихся частей трехроликовой опоры m_Р=12,5кг

Масса ролика для холостой ветви m_Р.Х=10,5 кг при d_Р.Х=102 мм.

С учетом ширины ленты и желобчатой формы рабочей ветви принимаем расстояния между роликами: рабочей ветви l_Р=1,5 м, холостой ветви l_Х=3 м.

Линейная плотность рабочей роликовой опоры :

холостой ветви:

Определяем сопротивление передвижению ленты на прямолинейных участках, для чего по таблице 5.6 принимаем значения коэффициентов сопротивления движению ленты при работе на открытом воздухе для рабочей (желобчатой) ветви ξ=0,04 и холостой (плоской) ξ=0,035.

Тогда для наклонного участка рабочей ветви:

для горизонтального участка рабочей ветви:

для горизонтального участка холостой ветви:

для наклонного участка холостой ветви:

Сопротивление передвижению ленты, возникающее при загрузке, определяем по формуле с учетом начальной скорости груза V₀=0:

Принимаем коэффициент сопротивления передвижению ленты на криволинейных участках в среднем ξ₀=1,05. По формуле определяем окружную силу на приводном барабане:

При коэффициенте трения ленты по стальному барабану f=0,2 (f=0,1…0,3 для стального барабана) и угле обхвата приводного барабана α=π натяжение сбегающей ветви :

Натяжение набегающей ветви :

Поскольку оно же является максимальным натяжением, то

F_max=F_НБ=285,9 Н.

Проверяем выбранную резинотканевую ленту БКНП-65 на прочность:

что много больше допустимого значения [S]=9. Если S<[S], следует увеличить предварительно принятое число прокладок Z.

Минимальное натяжение рабочей ветви ленты (в месте ее сбегания с натяжного барабана) определяем по формуле, приняв коэффициент сопротивления передвижению ленты на отклоняющим барабане ξ₀=1,04 и натяжном ξ₀^´=1,06:

Тогда при l_Р=1,5 м стрела провисания ленты :

что не превышает допустимого значения [y]=0,025·l_Р=0,025·1,5=0,038 м.

По формуле определяем диаметры барабанов, округляя их значение с учетом ГОСТ 22644 – 77^*.

Диаметр приводного барабана :

D_Б.П≥К₁·К₂·Z=130·1·3=390 мм.

Принимаем D_Б.П=400 мм.К₁-коэффициент, зависящий от прочности прокладок. Поскольку для натяжного барабана коэффициент К₂=0,9, т. е. мало отличается от его значения для приводного барабана, то принимаем D_Б.Н= D_Б.П=400 мм. Диаметр отклоняющего барабана (при К₂=0,5) D_Б.О=130·0,5·1=195 мм. Принимаем D_Б.О=200 мм.

Длина всех барабанов:

Частота вращения приводного барабана:

Для выбора электродвигателя по формуле определяем расчетную мощность:

где η_М=0,9 – КПД привода транспортера.

Согласно таблице приложения для рассматриваемого конвейера можно применить электродвигатель 4А63А4У3 с номинальной мощностью Р_НОМ=0,25кВт и номинальной (асинхронной) частотой вращения вала n_ДВ=n_НОМ=68 мин^-1.

Для выбора редуктора определяем расчетное передаточное число :

У редукторов Ц2, Ц2У, Ц2С, ПЗ и КУ-1 ближайшее передаточное число u_Р=12,5. В этом случае отклонение от расчетного передаточного числа

что допустимо.

Вращающий момент на валу приводного барабана, соединяемого муфтой с тихоходным валом редуктора, вычисляем по формуле :

По таблице приложения выбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У – 125, рассчитанный на вращающий момент тихоходного вала Т_Н=250 Н·м=0,25 кН·м.

Рисунок 7,2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера:

1- Электродвигатель 4А112М4УЗ; 2,4- соединительные муфты;

3- редуктор Ц2У-125; 5- барабан приводной

Натяжение ленты конвейера осуществляем перемещением концевого барабана при помощи винтового устройства. Для уменьшения длины конвейера виты натяжного устройства будут работать на устойчивость.

Сила, действующая на натяжное устройство:

Где , - набегающая и сбегающая силы на натяжном барабане (приближенно можем принять = = ); =150…200Н- дополнительное усилие, необходимое для преодоления сил трения в ползунах.

Расчетное усилие одного винта

Рабочая длина винта

Внутренний диаметр резьбы винта

По таблице 1,12 принимаем метрическую резьбу М33.