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 поленте приработе 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 20о:
Из ряда стандартныхзначений выбираем В= 650 мм.
Вслучае значительного расхождения расчетного и стандартного значений ширины ленты следует уточнить производительность.
По таблице 5.3 выбираем резинотканевую ленту с прокладкамиизткани БКНЛ-65 (с основой и утком из комбинированных нитей.): предел прочности ткани К Р=65 Н/мм;число (предварительное) прокладок Z =3; толщина прокладки δ 0=1,15 мм; толщина обрезиненного слоя с рабочей стороны δ 1=2мм (ввиду малой абразивности пшеницы), с опорной стороны δ 2=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 желобчатойформы 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 V 0=0: Принимаем коэффициент сопротивления передвижению ленты на криволинейных участках в среднем ξ 0=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 ξ 0=1,04 и натяжном ξ 0´=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≥ К 1· К 2· Z =130·1·3=390 мм.
Принимаем D Б.П=400 мм.К1-коэффициент, зависящий от прочности прокладок. Поскольку для натяжного барабана коэффициент К 2=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 К 2=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.
|