Розрахунок стрічкового ковшового елеватора

Міністерство освіти і науки України

Одеський національний морський університет

Кафедра «ПТМ і МПР»

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

Розрахунок стрічкового ковшового елеватора

з дисципліни

«Транспортуючі машини»

Прийняв:

Яременко В.А.

Виконав

студент ФМП 4к.1гр.

Косевич А.Б.

Одеса - 2008р.

Введення

Елеватор - є вертикальний стрічковий (або ланцюговий) конвеєр з ковшами, за рахунок безперервного переміщення яких здійснюється підйом матеріалу. Як правило, конвеєр поміщають у прямокутній трубі.

Матеріал у нижній частині елеватора підхоплюється ковшами, переміщається вертикально і вивантажується через патрубок у горизонтальному напрямку в верхній частині норії. Ковші йдуть вниз перекинутими.

Основні параметри. Основними параметрами елеваторів є продуктивність Q для насипних вантажів або L - для штучних; висота елеватора Н, яка вимірюється між центрами верхньої та нижньої зірочок (барабанів, бдоков); швидкість і гнучкого тягового елемента; потужність Р (кВт) приводного двигуна.

Переваги і недоліки. Перевагами елеваторів є збереження вантажу, що транспортується, простота конструкції, надійність при експлуатації, можливість створення герметичного і звукоізолюючого кожуха, що забезпечує захист навколишнього середовища від пилу і шуму, малі габаритні розміри в поперечному напрямку, можливість подачі вантажу на значну висоту (60. .. 90 м і більше до 200 м), великий діапазон продуктивності (5 '"500 м3 / год і до 1000 т / год). До недоліків відносяться мають місце відриви ковшів при перевантаженнях і необхідність рівномірної подачі вантажу.

Області застосування. Елеватори застосовують у багатьох отрасслях промисловості. На підприємствах харчової промисловості їх використовують для транспортування зерна, борошна та інших продуктів помелу, хімічної промисловості та промисловості будівельних матеріалів - для переміщення пилоподібних, зернистих і кускових вантажів. Елеватори транспортують ящики, бочки, барабани, мішки, деталі машин. У великих бібліотеках їх використовують для подачі книг з книгосховищ в читальні зали.

Вихідні дані для розрахунку ковшового елеватора

Рід вантажу - вапняк дрібношматкових;

Продуктивність - Q = 500 т / год;

Висота підйому вантажу - H = 30 м;

Плечі захватне частини елеватора - L = 5м.

1. Вибір конструкції ковша і тягового елемента

Необхідна погонна місткість ковшів:

У даній формулі:

Q - розрахункова продуктивність елеватора, Q = 500т / год

v - швидкість руху ковшів, виходячи з характеристики перевантажується матеріалу і рекомендованого типу елеватора. Виходячи з високої продуктивності конвеєра, приймаємо максимально допустиму швидкість для даного типу вантажу v = 0,63 м / с ([1], табл. 12.5, стр.212);

ψ - коефіцієнт заповнення ковшів, ψ = 0,8 ([1], табл. 12.5, стр.212);

ρ - насипна щільність вантажу, ρ ≈ 1,5 т / м ³ ([3], табл. 1.7, стор.31);

Приймаються ківш типу С, ємністю 118л. Ширина ковша У _к = 800 мм., Виліт А = 435 мм., Висота h = 615мм, радіус заокруглення R = 180 з наближеною масою m _k = 84, погонна маса ковшів q _k = 168 кг / м.

Попередньо обираємо дві тягові пластинчасті втулкові ланцюга М1800 (ГОСТ 588-81), з розривним зусиллям F _розр = 1800 kH, з кроком t = 630 мм., Погонна маса одного ланцюга q _{ланцюга} = 73,1 кг / м.

Умовне позначення попередньо вибраного ланцюга:

Ланцюг M1800 - 1 - 630 - 1 ГОСТ 588-81

Модель тягового ланцюга вказана у додатку

Попередньо вибираємо тягову зірочку, виходячи з обраної ланцюга. За ГОСТ 592 - 81 приймаємо зірочку, з числом зубів z = 15, діаметром ділильної окружності D ₀ = t · d ₀ = 630.2, 3048 = 1452 (мм), де d ₀ коефіцієнт, що залежить від кількості зубів зірочки на один крок ланцюга ([2], дод. LXXXIX, стр.556).

Креслення тягової зірочки зазначений у додатку.

Погонна маса ходової частини:

Погонна маса вантажу, що транспортується:

([5], форм. 7, стор.34).

2. Розрахунок елеватора методом тягового обходу

Визначимо тягове зусилля елеватора методом обходу по його контуру. Розіб'ємо трасу конвеєра на окремі ділянки, пронумерувавши їх кордону відповідно з точками натягу ланцюга елеватора. Визначимо натяг ланцюгів в окремих точках траси конвеєра. Обхід починаємо з точки 1 (точка найменшого натягу), натяг ланцюгів в якій зазначаються F _1. Натяг у кожній наступній точці дорівнює сумі натягу в попередній точці і опору на ділянці між цими точками при обході по ходу руху тягового органу:

F _{i +1} = F _i + F _{i ... (i +1)}

Обхід контуру елеватора починаємо з точки 1. Мінімальна натяг для ланцюгових елеваторів із зірочками приблизно визначаємо з умови нормального зачерпування вантажу:

Натяг в точці 1 приймаємо числено рівним за рекомендованим значенням натягу зірочки в даній точці, то є F ₁ = 11 (kH).

Між точками 1 і 2 відбувається обхід ланцюга по зірочці, отже натяг у точці 2:

F ₂ = k _ОБХ · F ₁ = 1,1 · 11 = 12,1 (kH),

де k _ОБХ - коефіцієнт обходу ланцюга по зірочці.

Між точками 2 і 3 знаходиться прямолінійний горизонтальну ділянку довжиною L = 5 м., отже натяг у точці 3:

F ₃ = F ₂ + W _ГІР = F ₂ + q _х.ч. · g · L = 12,1 +314,2 · g · 5.10 ^-3 = 12,1 +15,4 = 27,5 ( kH).

На ділянці 3 - 4 ланцюг обходить натягач, натяг у точці 4:

F ₄ = k _ОБХ · F ₃ = 1,1 · 27,5 = 30,25 (kH).

Між точками 4 і 5 знаходиться горизонтальний прямолінійний ділянку, на якій відбувається зачерпування вапняку ковшами і його переміщення, це варто враховувати при визначенні зусилля на даній ділянці.

F ₅ = F ₄ + W _'ГІР + W _ЗАЧ = F ₄ + (q _х.ч. + q _П) · g · L + q _П · g · L · k _ЗАЧ = 30,25 + (314,2 + 225) · g · 5.10 ^-3 + +225 · g · 5.1, 2.10 ^-3 = 30,25 +26,95 +13,3 = 70 (kH).

У цій формулі k _ЗАЧ - коефіцієнт зачерпування ([1], табл. 12.10, стор.215).

Між точками 5 і 6 відбувається обхід ланцюга по зірочці, отже натяг у точці 6:

F ₆ = k _ОБХ · F ₅ = 1,1 · 70 = 77 (kH).

Ділянка між точками 6 і 7 - вертикальний, по якому відбувається переміщення вантажу.

F ₇ = F ₆ + W _ГІЛКА = F ₆ + (q _х.ч. + q _П) · g · H = 77 + (314,2 +225) · g · 30.10 ^-3 = 77 +158,7 = 235,7 (kH).

У точці 8 відбувається розвантаження вантажу, ланцюг обходить натяжну зірочку, як і враховується провисання гнучких елементів.

F ₈ = k _ОБХ · F ₇ + q _х.ч. · g · H = 1,1 · 235,7 +314,2 · g · 30.10 ^-3 = 260 +92,5 = 352,6 (kH ).

Точка F ₈ є останньою крапкою, при обході контуру, отже зусилля в даній точці максимальне, і одно набігаючому зусиллю на приводний вал, F ₈ = F _СБ

У ланцюговому елеваторі при визначенні розрахункового зусилля в ланцюзі має враховуватися динамічне зусилля.

Динамічне зусилля в ланцюзі для елеватора з пластинчастої ланцюгом визначається за формулою:

У даній формулі:

- Все нерівномірно рухається ходової частини і вантажу, що транспортується, по всьому периметру тягового пристрою,

z - число зубів зірочки, z = 15;

t - крок ланцюга, t = 630мм.

Розрахункове натяг одного ланцюга, для дволанцюгова тягового органу:

Руйнівне навантаження ланцюга:

,

де K - коефіцієнт запасу міцності ланцюга, за умови наявності як горизонтальних так і вертикальних ділянок елеватора.

Дане значення руйнівного навантаження задовольняє параметрами попередньо вибраного ланцюга.

3. Вибір компонентів приводу конвеєра

Потужність на приводному валу конвеєра визначається за формулою:

([1], форм.8.9, стор.162), де η _П.В. - ККД приводного валу, η _П.В. = 0,95

Потужність приводу конвеєра:

([1], форм.6.21, стор.145).

У даній формулі:

k - коефіцієнт запасу, k = 1, 2;

η - ККД передач від двигуна до приводного валу, η = 0,96 ([1], табл.5.1, стр127), в пропозиції, що в приводі буде використовуватися двоступінчастий циліндричний редуктор.

(КВт)

З каталогу ([1], табл. III .3.1, стр302) вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії 4А, закритий обдувається, захищений, типу 4 AH 355 S 6 Y 3 (ГОСТ 19523-81) номінальною потужністю P _ДВ = 200кВт, частотою обертання n = 985мін ^-1, кутова швидкість ротора двигуна (Рад / с), момент інерції ротора I _р = 7,8 кг · м ^2, кратність максимально моменту ψ _п = 1,0 номінальний момент на валу двигуна (H · м).

Частота обертання приводного вала конвеєра:

хв ^-1

Необхідне передаточне відношення приводу:

Так як отримане передавальне відношення значно більше, ніж рекомендований для редукторів необхідної потужності, то приймаємо конструкцію приводу, схема якої надана нижче.

Передаточне відношення розподіляємо між редуктором і відкритої зубчастої передачею u = u _p · u _ЗП. Редуктор попередньо приймемо типу Ц2, з передавальним числом u _p = 31,5, отже передавальне число відкритої передачі

Визначаємо потужність на тихохідному валу редуктора:

(КВт),

де - ККД відкритої зубчастої передачі.

Кутова швидкість тихохідного вала редуктора:

(Рад / с).

Необхідний момент на тихохідної ступені редуктора:

(КН · м).

З каталогу вибираємо редуктор циліндричний триступеневий Ц2-1000 з каталогу ([7], т2, табл. V .1.43) вибираємо редуктор Ц2-1000, з наступними характеристиками: u _p = 31,5, обертаючий момент на тихохідному валу M _Тих = 65 кН · м, при частоті обертання швидкохідного валу n _Б.В. = 985 хв ^-1 і вельми важкому режимі роботи (ПВ = 65%), діаметр вихідного валу d _Т.В. = 220мм.

Перераховуємо обертаючий момент для безперервної роботи редуктор:

(КН · м)

Дане значення обертаючого моменту задовольняє необхідного моменту на тихохідної щаблі, М _Т.В. <М _'тихий → 45,1 <50.

Між електродвигуном і редуктором встановлюємо втулочно-пальцеву муфту з гальмовим шківом. Розрахунковий момент, для вибору муфти:

М _розр = М _НОМ · k ₁ · k ₂ = 1939,1 · 1,55 · 1,2 = 3606 (Н · м), де k ₁ - коефіцієнт, що враховує ступінь відповідальності, k ₂ - коефіцієнт умов роботи. За каталогом ([7], т2, табл. V .2.41) приймаємо муфт з наступними характеристиками: М _К = 4000 Н · м, I _МУВП = 6,9 кг · м ^2, m ≤ 115кг. Встановлюємо на дану муфту гальмівний шків. Креслення обраної муфти зазначений а додатку.

Уточнимо швидкість елеватора, виходячи з отриманого передавального числа:

(М / с) ([1], форм.8.16, стр.164).

Уточнимо продуктивність елеватора:

(Т / год) ([1], форм.12.29, стр.219).

Фактична продуктивність задовольняє заданій, тому що допустиме відхилення ± 10%

4. Проектування приводного валу і підшипникових вузлів

Приводний вал ланцюгового елеватора приймемо виготовлений зі сталі 45 нормалізована, з межею міцності σ _В = 700Мпа, що допускаються напругою на кручення [τ _К] = 20МПа.

Кутова швидкість на приводному валу

(Рад / с).

Крутний момент на приводному валу

(КН · м)

Розраховуємо вал на зусилля від вигину і кручення.

Статичне навантаження, що діє на приводні зірочки, а отже і на вал, чисельно дорівнює:

F _СТ = 2 · q _х.ч. · g · H + q _П · g · H = 2.314, _2. · G · 30.10 ^-3 +225 · g · 30.10 ^-3 = 251,2 (kH).

Статичне навантаження, що діє а однією зірочці, або підшипнику:

(КН).

Виходячи з отриманої навантаження, спроектуємо епюру згинальних, за умови, що відстань між зірочкою і підшипниковий вузлом одно 100мм.

За моменту на приводному валу побудуємо епюру крутних моментів, що діють на вал.

Так як крутний момент значно більше згинального, то визначимо діаметр валу з розрахунку на чисте крутіння по пониженому допустимому напрузі без врахування впливу вигину:

(Мм) ([8], форм. 8.16, стор.161).

Для забезпечення певного запасу міцності, приймаємо діаметр вихідного валу d _В = 230мм. Вал, для полегшення монтажу підшипникових вузлів і приводних зірочок, робимо ступінчастим, кожна наступна ступінь якого більше в діаметрі на 10мм.

Сучасні тенденції машинобудування вимагають встановлення більш якісної продукції. Вибираємо пару сферичних роликопідшипників, виробництва фірми SKF, типу СС, з циліндричним отвором. Параметри обраного підшипника ([9], стр.724):

Внутрішній діаметр d _i = 240мм, зовнішній діаметр d ₀ = 320мм, ширина підшипника В = 60мм, номінальна частота обертання, динамічна вантажопідйомність С = 564кН, статична вантажопідйомність С ₀ = 1160кН, прикордонна навантаження по втомі P _u = 98кН, номінальна частота обертання n _НОМ = 1700 об / хв, бокові частота обертання n _ПР = 2000 об / хв, маса підшипника m = 13,5 кг.

Умовне позначення вибраного підшипника:

SKF 23948 CC / W 33.

Визначаємо номінальну довговічність вибраного підшипника в годинах:

(Годин)

5. Проектування відкритої зубчастої передачі

Визначимо модуль циліндричної передачі:

([8], форм. 3.23, стор.41).

У даній формулі:

K _F - коефіцієнт навантаження, приймаємо K _F = 1,5;

Y _F - коефіцієнт, що враховує форму зуба, приймаємо Y _F = 3,61;

- Межа витривалості, для марки стали 40Х та об'ємної гарту, приймаємо = 550МПа;

- Коефіцієнт залежності ширини зуба від модуля, приймаємо = 20;

z ₁ - кількість зубів у шестерні, z ₁ = 70;

З конструктивних міркувань, для зручності установки шестерні на тихохідний вал редуктора, приймаємо модуль циліндричної зубчастої передачі m = 4.

Кількість зубів в колесі z ₂ = u _ЗП · z ₁ = 3,63 · 70 = 254,1, приймаємо z ₂ = 254.

Міжосьова відстань передачі:

a _w = 0,5 · m · (z ₁ + z ₂₎ = 0,5 · 4 · (70 +254) = 648 (мм)

Даних пареметров необхідно і достатньо, для проектування циліндричної зубчастої передачі.

Шестерню виконуємо штампованої, колесо - литим.

Основні параметри елементів проектованої передачі:

6. Пуск і зупинка елеватора

Перевіримо двигун на достатність пускового моменту за тривалістю пуску. Час пуску елеватора:

([1], форм.5.40, стор.127).

У даній формулі:

δ - коефіцієнт, що враховує вплив мас, що обертаються приводу, δ = 1,2;

I - момент інерції ротора двигуна і муфти,

I = I _P + I _МУВП = 7,8 +6,9 = 14,7 (кг · м ^2);

n - частота обертання двигуна, n = 985мін ^-1

η - ККД, що враховує ККД підшипників вузлів, відкритої зубчастої передачі, редуктора і муфти, η ≈ 0,85;

k _y - коефіцієнт, що враховує пружність тягового органу, для ланцюгів конвеєрів малої довжини k _y = 0,95;

k _c - коефіцієнт, що враховує зменшення швидкості обертових частин конвеєра щодо швидкості тягового органу, для ланцюгових конвеєрів k _c = 0,6;

M _СР.П - середній пусковий момент двигуна. Для двигунів з короткозамкненим ротором:

([1], форм.1.90, стор.36),

де 0,85 ² - коефіцієнт, що враховує можливість роботи при падінні напрузі в ланцюзі до 85% від нормального.

(Н · м);

М _С - момент статичних опорів на валу двигуна,

(Н · м) ([1], форм.5.42, форм.5.43, стор.128)

Отримане значення задовольняє рекомендованому часу пуску.

Момент статичних опорів на приводному валу елеватора, необхідний для запобігання його зворотного ходу:

([1], форм.5.39, форм.5.39, стор.127),

де k - коефіцієнт можливого зменшення опору конвеєра, для ланцюгового елеватора k = 0,5.

Оскільки дане значення менше нуля, то гальмо або зупинки в конструкції приводу елеватора не потрібно.

Але оскільки даний елеватор, по технологічному процесу, знаходиться в постійному русі, то для виключення аварійних ситуацій, пов'язаних м переміщенням гнучкого елемента з ковшами без виробничої необхідності, на швидкохідному валу редуктора встановлюємо гальмо, який буде попереджати несанкціоновані робочі руху елеватора. Вибираємо гальмо, конструктивно сумісний з обраної упругопальцевой муфтою.

З каталогу ([7], т2, табл. V .2.23) приймаємо гальмо колодкове з гидровлического штовхачем ТКГ-500, з наступними характеристиками: М _Т = 2500Н · м, D _шк = 500мм, Н _шк = 200мм, δ = 8 мм , t _торм = 0,50 с, t _раст = 0,40 с, m = 155кг; тип штовхача ТГМ-80.

7. Розрахунок натяжного пристрою і направляючих пристроїв

Даний елеватор, по технологічному процесу, постійно перебуває в русі. За цим принципом дії приймаємо механічне натяжний пристрій.

Вибираємо натяжна пружинно-гвинтовий механізм з центральним розташуванням гвинта, хід натяжки l _Н = 800мм. Встановлюємо механізм між точками 3 і 4. Діаметр зірочок в даному механізмі приймаємо аналогічний приводним зірочок.

Крутний момент в точках 3 і 4:

(КН · м)

Вал натяжного пристрою, на якому встановлюються зірочки, приймемо виготовленим зі сталі 45 нормалізована, з межею міцності σ _В = 700Мпа, що допускається напругою на крутіння [Τ _K] = 20МПа.

За моменту, що крутить визначимо діаметр валу:

(Мм)

Для забезпечення певного запасу міцності, приймаємо діаметр валу d _B = 250мм, дане значення дозволяє використовувати дублікат пари приводних зірочок в механізмі натягу. Вал робимо ступінчастим, кожна наступна ступінь якого більше в діаметрі на 10мм.

З конструктивних міркувань, вибираємо пару сферичних роликопідшипників, виробництва фірми SKF, типу СС, з циліндричним отвором. Параметри обраного підшипника ([9], стр.724):

Внутрішній діаметр d _i = 260мм, зовнішній діаметр d ₀ = 360мм, ширина підшипника В = 75мм, номінальна частота обертання, динамічна вантажопідйомність С = 880кН, статична вантажопідйомність С ₀ = 1800кН, прикордонна навантаження по втомі P _u = 156кН, номінальна частота обертання n _НОМ = 1500 об / хв, бокові частота обертання n _ПР = 1900 об / хв, маса підшипника m = 23,5 кг.

Умовне позначення вибраного підшипника:

SKF 239 1952 CC / W 33.

Визначаємо номінальну довговічність вибраного підшипника в годинах:

(Годин)

Розраховуємо пружину натяжного пристрою.

Розрахункове зусилля пружини:

(КН)

Граничне зусилля при повністю стислій пружині:

F _ПР = k _З · F _Р.П. = 1,4 · 28,875 = 40,425 (kH) ([2], стор.88),

де k _З - коефіцієнт запасу.

Попередньо приймаємо пружину 1-го класу, 4-го розряду, виготовлену зі сталі 60С2А (ГОСТ 13769-86).

Діаметр дроту пружини з умови деформації при круценіі:

(Мм) ([2], форм.172, стор.88),

де k - коефіцієнт кривизни, λ - відношення середнього діаметру пружини до діаметра дроту.

Середній діаметр пружини:

D = λ · d = 10.50 = 500 (мм).

Найменший зазор між витками в робочому стані:

δ = 0,2 · d = 0,2 · 50 = 10 (мм).

Крок робочих витків:

t = δ + d = 10 +50 = 60 (мм)

Довжина пружини у вільному стані:

L ≈ k · D = 2.500 = 1000 (мм), де - коефіцієнт, який враховує довжину пружини при відсутності направляючих. Приймаються L = 1000мм.

У натяжній пристрої, який встановлено на проміжку 1-2 і 5-6 встановлюємо зірочку, аналогічну приводний, встановлену на вісь. У даній конструкції застосовуємо підшипник SKF23952 CC/W33.

Література

1 - "Довідник по розрахунках механізмів підйомно-транспортних машин", Кузьмін А.В., Марон Ф.Л., Мінськ, 1983;

2 - "Розрахунки вантажопідйомних і транспортуючих машин", Іванченко Ф.К., Бондарєв В.С., Київ, 1978;

3 - "Транспортуючі машини", Співаковський А.О., Дьячков В.К., Москва, 1983;

4 - "Машини безперервного транспорту", Плавінскій В.І., Москва, 1969;

5 - "Машини безперервного транспорту", Зенков Р.Л., Івашків І.І., Колобов Л.Н., Москва, 1987;

6 - "Транспортуючі машини: атлас конструкцій", Співаковський А.О., Бржезовскій С.М., Дьячков В.К., Кузнєцов Л.В., Чусова В.І., Шевлягін А.К., Москва, 1971;

7 - "Гохберг"

8 - "Курсове проектування деталей машин", Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкович Г.М., Козинцев В.П., Москва, 1988;

9 - Загальний каталог підшипників SKF, 2008.

10 - "Підйомно-транспортні машини" Александров М.П., ​​Решетов Д.Н., Байков Б.А. Москва 1987