Obliczanie i dobór głównych elementów przenośnika płytowego. Obliczanie przenośników taśmowo-łańcuchowych i płytowych o dużym nachyleniu. Obliczanie przenośnika z ciągłymi niskimi zgarniakami

Wstępne dane. Przewożonym ładunkiem jest zwykła ruda żelaza średniej wielkości. Trasa przenośnika jest złożona i połączona (patrz ryc. 2.35, B). Załadunek odbywa się na początku dolnego odcinka poziomego bez użycia specjalnego podajnika, rozładunek odbywa się na końcu górnego odcinka poziomego poprzez wał koła napędowego. Warunki pracy przenośnika są trudne: praca na świeżym powietrzu, intensywne zanieczyszczenia ścierne.

Wydajność konstrukcyjna przenośnika Q=350 t/h; parametry geometryczne trasy:

L 1 g = 10 m; L 2g =25 m; L 3g =20m; N=10 m.

Przepracowanie zadania. Typowy rozmiar elementu mm; gęstość nasypowa ładunku
t/m 3 ; kąt spoczynku ładunku w stanie spoczynku
i w ruchu; współczynnik tarcia obciążenia na pokładzie stalowym (wartość minimalna) F w =0,5; kąt tarcia ładunku o podłogę metalową
; kąt nachylenia pochyłego odcinka trasy.

Do danych warunków dobieramy przenośnik dwułańcuchowy ogólnego przeznaczenia z łańcuchami płytowymi o długich ogniwach i zębatkami o małej liczbie zębów. Biorąc to pod uwagę, akceptujemy prędkość przenośnika
SM.

Pojemność objętościowa odpowiadająca wydajności projektowej Q=350 t/m 3, to jest

Wybór rodzaju podłogi i określenie jej szerokości. Biorąc pod uwagę parametry ładunku I zgodnie z tabelą 2.7 wybierz podłogę typu ciężkiego.

Ponieważ do transportu ładunków masowych nadają się tylko przenośniki z poszyciem bocznym lub ze ścianami stałymi, sprawdzając nośność za pomocą wyrażeń (2.66) i (2.67) przyjmujemy w nawiasach minimalne wartości kąta podane w tych wyrażeniach.

Według wzorów (2.66) i (2.67) największe kąty nachylenia przenośnika, przy których zapewniony jest transport rudy bez istotnego zmniejszenia wydajności:

do gładkich podłóg z bokami;

do podłóg z bocznej tektury falistej;

do podłóg skrzynkowych
.

Zgodnie z warunkiem (2.68) dla podłóg gładkich i falistych

W przypadku podłogi gładkiej oba warunki nie są spełnione, w przypadku podłogi falistej warunek (2.68) nie jest spełniony. Mając to na uwadze, wybieramy podłogę boczną typu ciężkiego (KG).

Według stanu (2,72) mm.

Według tabeli. 2,5 prędkości ostrza
m/s i wydajność objętościowa
m 3 / h odpowiada wysokości boków
mm. Akceptujemy
.

Korzystając ze wzoru (2.71) obliczamy wymaganą szerokość podłogi

gdzie zgodnie ze wzorem (2.70) (tutaj C 2 = 0,9 jest bezwymiarowym współczynnikiem przy
);m to wysokość warstwy ładunkowej po bokach.

Sprawdzając szerokość podłogi zgodnie z rozkładem wielkości cząstek ładunku, korzystając ze wzoru (2.73), otrzymujemy mm.

Z serii według GOST 22281-76 pobieramy najbliższą większą wartość szerokości podłogi

mm.

Znaczące zwiększenie szerokości wstęgi w stosunku do wartości określonej wzorem (2.71) wymaga przeliczenia prędkości ze wzoru (2.74):

SM.

Od najbliższej niższej standardowej wartości prędkości
m/s spowodowałoby zmniejszenie wydajności w porównaniu z wartością obliczoną
t/h, ostatecznie zaakceptowane
mm;
mm;
SM.

Obliczanie mas rozłożonych. Rozłożona masa przewożonego ładunku

podłoga z łańcuchami

Gdzie
kg/m (patrz tabela 2.7).

Dobór współczynników oporu ruchu wstęgi. Uwzględniając pracę w trudnych warunkach (na zewnątrz, intensywne zanieczyszczenia) zgodnie z tabelą. 2.6 przyjmujemy współczynnik oporów ruchu dla rolek kołnierzowych na łożyskach ślizgowych
. Współczynnik oporu przy zginaniu wokół deflektorów:
pod kątem zgięcia
I
przy kącie przegięcia 180 0.

Wyznaczenie punktu o najniższym napięciu elementu trakcyjnego. Najniższe napięcie elementu trakcyjnego będzie w najniższym punkcie 4 nachylona część nieczynnej gałęzi, ponieważ .

Wyznaczanie napięć w charakterystycznych punktach trasy. Akceptujemy napięcie w tym momencie 4
. Podczas omijania trasy od punktu 4 w kierunku ruchu sieci, który określamy

Aby określić naprężenia w punktach 1 I 3 Omijamy bezczynną gałąź w kierunku przeciwnym do kierunku ruchu wstęgi

Wyznaczanie trakcji na zębatkach napędowych i mocy napędu. Siła ciągu na zębatkach napędowych

Ze współczynnikiem bezpieczeństwa
i wydajność napędu
moc silnika

kW.

Na podstawie uzyskanej wartości mocy dobieramy silnik zgodnie z zaleceniami zawartymi w rozdziale 3.

Wyznaczanie naprężenia obliczeniowego elementu trakcyjnego. Przez analogię do stosowanych konstrukcji przyjmujemy element trakcyjny składający się z dwóch równoległych łańcuchów płytkowych o podziałce
koło napędowe z liczbą zębów

Dla danego układu trasy przenośnika maksymalne napięcie elementu trakcyjnego wynosi

Aby znaleźć siłę dynamiczną, wyznaczamy:
(prawo interferencji fal sprężystych jest nieznane);

długość konturu elementu trakcyjnego m;

współczynnik udziału w procesie oscylacyjnym masy przewożonego ładunku
(Na
);

współczynnik udziału w procesie oscylacyjnym masy układu jezdnego przenośnika
(Na
M);

masa ładunku na przenośniku, kg;

masa układu jezdnego przenośnika kg.

Korzystając ze wzoru (2.88) obliczamy siłę dynamiczną

Korzystając z wyrażenia (2.87) określamy obliczone napięcie elementu trakcyjnego (dwa łańcuchy)

Wyznaczanie naprężenia obliczeniowego łańcucha trakcyjnego i jego dobór. Według wzoru (2.92) obliczone napięcie łańcucha przenośnika dwułańcuchowego

Gdzie
- współczynnik nierówności naprężenia (przyjęty w przybliżeniu).

Zgodnie z GOST 588-81 najpierw wybieramy łańcuch rolkowy M450 z obciążeniem niszczącym
kN.

Margines bezpieczeństwa tego łańcucha jest mniejszy niż dopuszczalny
do przenośników o sekcjach nachylonych. Mając to na uwadze oraz biorąc pod uwagę trudne warunki pracy przenośnika dobieramy łańcuch L630 o obciążeniu zrywającym
kN. Jego margines bezpieczeństwa określa wzór (2.93)

Według GOST 558-81 wybrany łańcuch ma następujące główne parametry i wymiary: podziałka 400 mm; średnica rolki 36 mm; średnica tulei 50 mm; średnica rolki 140 mm; średnica kołnierza rolki 175 mm; masa rozłożona 25,8 kg/m.

Określenie pozostałych parametrów przenośnika (obliczenie urządzenia napinającego, trybu rozruchu i hamowania itp.) odbywa się zgodnie z ogólnymi instrukcjami podanymi w punkcie 1.3.

W zależności od konstrukcji pokładu i łańcucha trakcyjnego oraz konfiguracji trasy (rys. 4.1) wyróżnia się przenośniki płytowe ogólnego przeznaczenia (zamknięte pionowo); kręte (z trasą przestrzenną) i specjalnego przeznaczenia (napełniarki, schody ruchome, osobowe, przenośniki o skomplikowanych profilach podłogowych).

Ryż. 4.1. Schematy tras przenośników płytowych:

A - poziomy; B - nachylony poziomo; G - skłonny;

D - ukośno-poziomy; V, mi, I - złożony

Najczęściej stosowane są przenośniki płytowe stacjonarne, zamknięte pionowo, o prostych trasach, które są przenośnikami ogólnego przeznaczenia. W przemyśle metalurgicznym służą do podawania rudy bryłowej i gorącego spieku; w zakładach chemicznych i przy produkcji materiałów budowlanych - do przenoszenia dużych kawałków materiałów niemetalowych; w elektrowniach cieplnych – przy dostawie węgla; w budowie maszyn - do transportu odkuwek na gorąco, odlewów, skrzynek, odpadów tłoczniczych; na liniach produkcyjnych do montażu, chłodzenia, suszenia, sortowania i obróbki chemicznej.

Przenośniki płytowe mobilne znajdują zastosowanie w magazynach, punktach załadunku i rozładunku, sortowaniu i pakowaniu przy przemieszczaniu ładunków jednostkowych opakowanych.

Specjalne przenośniki płytowe, w tym zaginane z trasą przestrzenną, stosowane są w górnictwie i przemyśle węglowym do transportu rudy i węgla na duże odległości.

4.1.1.1 Ogólna struktura, cel i obszary zastosowań

Do zalet przenośników płytowych w porównaniu z przenośnikami taśmowymi zalicza się: możliwość transportu ciężkich ładunków wielkoelementowych, o ostrych krawędziach i gorących; spokojny i cichy ruch; możliwość załadunku bez użycia podajników; długi czas trwania trasy z odcinkami pochyłymi i małymi promieniami przejść oraz zapewnienie transportu bez ładunku; możliwość montażu napędów pośrednich; wysoka produktywność przy niskiej prędkości; możliwość zastosowania przenośników w procesach technologicznych i liniach produkcyjnych przy wysokich i niskich temperaturach.

Wadami przenośników płytowych są: duża masa podłogi i łańcuchów oraz ich wysoki koszt; obecność dużej liczby zawiasów łańcuchowych wymagających dodatkowej konserwacji; trudność wymiany zużytych rolek łańcucha trakcyjnego; wysoki opór ruchu.

Przenośnik płytowy (ryc. 5.2) ma ramę, na końcach której zamontowane są dwa koła łańcuchowe - koło napędowe 3 z napędem i koło napinające z urządzeniem napinającym 4. Pokład bezkońcowy 1, składający się z pojedynczych płyt, jest przymocowany do podwozia, składający się z jednego lub dwóch łańcuchów napędowych 2, które otaczają końcowe koła zębate i zazębiają się z ich zębami.

Łańcuchy trakcyjne zamknięte pionowo poruszają się wraz z posadzką po prowadnicach ramy wzdłuż osi wzdłużnej przenośnika. Przenośnik jest ładowany przez jeden lub więcej lejów 5 w dowolnym miejscu na trasie i rozładowywany przez końcowe koło zębate i lejek. Rozładunek pośredni możliwy jest tylko dla przenośników płytowych z płaskim pokładem. Ich prędkość poruszania się dochodzi do 1,25 m/s.

Ryż. 4.2. Przenośnik płytowy:

1 – podłoga; 2 – łańcuch trakcyjny; 3 – koło napędowe;

4 – urządzenie napinające; 5 – lej załadowczy

Główne parametry przenośników płytowych ogólnego przeznaczenia określa GOST 22281-92: szerokość pokładu: 400; 500; 650; 800; 1000; 1200; 1400; 1600mm; liczba zębów koła łańcuchowego: 6; 7; 8; 9; 10; jedenaście; 12; 13; prędkość ruchu: 0,01; 0,016; 0,025; 0,04; 0,05; 0,063; 0,08; 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0 m/s.

Kąt nachylenia przenośnika płytowego wynosi zwykle 35–60° i zależy od właściwości przewożonego ładunku oraz rodzaju podłogi. Podczas transportu towarów drobnicowych i posiadania poprzecznych prętów podtrzymujących ładunek na podłodze, można zwiększyć kąt nachylenia przenośnika.

4.1.1.2 Elementy przenośników płytowych

Element trakcyjny Zwykle stosuje się łańcuchy liściowe:

PV – tuleje płytowe;

PVR – płytka tulejowo-rolkowa;

PVK – płyta tulejowo-wałeczkowa z gładkimi rolkami;

PVKG – krążek tulejowo-płytowy z grzbietami na rolkach;

PVKP - płytka tulejowo-rolkowa z łożyskami tocznymi do rolek

Jako element trakcyjny można zastosować łańcuchy tulejowe, rolkowe i o ogniwach okrągłych. Przenośniki o szerokości pokładu powyżej 400 mm posiadają dwa łańcuchy trakcyjne, przenośniki lekkie (o szerokości pokładu poniżej 400 mm) posiadają jeden łańcuch.

Elementy wspierająceŁańcuchy płytowo-tulejowo-rolkowe posiadają rolki jezdne, które przenoszą obciążenie z pomostu i przewożony ładunek na tory prowadzące (w przenośnikach ciężkich stosuje się rolki na łożyskach tocznych).

W przenośnikach z łańcuchami tulejowo-rolkowymi i gładkim podłożem elementami nośnymi są stacjonarne podpory rolkowe montowane na ramie przenośnika. W przenośnikach lekkich o szerokości pokładu 80–200 mm łańcuch można łączyć z pokładem przesuwanym po prowadnicach metalowych lub plastikowych.

Posadzka jest elementem nośnym przenośnika. Podłoga wykonywana jest z bokami lub bez i ma różną konstrukcję w zależności od charakterystyki przewożonego ładunku (tabela 4.1).

Tabela 4.1

Rodzaje pokładów przenośników płytowych

Koniec stołu. 4.1

Deski płaskie wykonane są z desek drewnianych, płyt stalowych lub poliuretanowych; Aby zapewnić bezpieczne położenie ładunku, pomost wyposażony jest w wyprofilowane podkładki lub ograniczniki. Podłoga falista zapewnia niezawodne nakładanie się sąsiadujących płyt, zwiększa sztywność i wytrzymałość środnika, zwiększa przyczepność ładunków do powierzchni przenośnika, ogranicza ich rozsypywanie się pomiędzy płytami oraz zapewnia przemieszczanie ładunków pod dużymi kątami nachylenia.

Podłoga kanałowa służy do transportu dużych gorących odlewów i wytłoczek, zapewnia wytrzymałość i sztywność płótna oraz ułatwia jego czyszczenie. Podłoga wykonywana jest poprzez tłoczenie i spawanie blach stalowych o grubości 4–10 mm. Płyty pokładowe mocowane są za pomocą śrub, nitów lub przyspawane do specjalnych kątowników, które są mocowane do płytek łańcucha trakcyjnego.

Głównymi wymiarami podłogi jest jej szerokość W i wysokość boku H. Normalny zakres szerokości podłóg: 400, 500, 650, 800, 1000, 1200, 1400, 1600 mm; wysokości boków: 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 355, 400, 450 i 500 mm.

Jednostka napędowa przenośnik płytowy - kątowy lub prosty (gąsienicowy) (pkt 2.4), składa się z kół napędowych, mechanizmu przekładniowego (skrzynia biegów lub skrzynia biegów z przekładnią dodatkową) i silnika elektrycznego. Na przenośnikach o nachylonym odcinku trasy instaluje się urządzenie zatrzymujące lub hamulec elektromagnetyczny. Mechanizm przeniesienia napędu to przekładnia pojedyncza lub przekładnia z napędem zębatym lub łańcuchowym. Mocne przenośniki o dużej wydajności i długości posiadają kilka napędów.

Urządzenia napinające. Na przenośnikach płytowych montuje się urządzenia napinające śrubowe (najczęściej) lub sprężynowo-śrubowe (na przenośnikach silnie obciążonych o znacznej długości i prędkościach przekraczających 0,25 m/s). NU są instalowane na zębatkach końcowych i mają skok równy co najmniej 1,6–2 podziałkom łańcucha, X= 320–2000 mm.

Jedna z zębatek NU mocowana jest do wału za pomocą wpustu, druga jest dowolna i umożliwia samodzielny montaż w zależności od położenia przegubów łańcucha.

Łóżko przenośnika płytowego wykonane ze stali kątowej lub ceowej. Części końcowe wykonane są w postaci oddzielnych ram dla napędu i zespołu hydraulicznego, część środkowa wykonana jest w postaci oddzielnych sekcji konstrukcji metalowych o długości 4–6 m.

4.1.1.3 Obliczanie przenośników płytowych

Obliczenia przenośników płytowych przeprowadza się w dwóch etapach: wstępne (przybliżone) określenie głównych parametrów; obliczenia weryfikacyjne. Początkowe dane do obliczeń to:

wydajność;

konfiguracja trasy;

charakterystyka przewożonego ładunku;

prędkość sieci;

Tryb pracy.

Zgodnie z GOST 22281–92 wybiera się rodzaj przenośnika i rodzaj podłogi. Podłogi stosowane są w trzech rodzajach:

lekki – o gęstości nasypowej przewożonego ładunku ρ< 1т/м 3 ;

średnia - przy ρ = 1–2 t/m3;

ciężki – przy ρ > 2 t/m3.

Wysokość boku H poszycie boczne dla ładunków masowych wybiera się z normalnego zakresu (zgodnie z księgą referencyjną) dla ładunków jednostkowych H= 100–160 mm.

Kąt nachylenia przenośnika zależy od rodzaju podłoża oraz charakterystyki przewożonego ładunku (tab. 4.2), wybrany kąt nachylenia przenośnika musi spełniać warunek β ≤ φ 1 – (7–10°), gdzie φ 1 – kąt spoczynku ładunku w ruchu.

przenośnik fartuchowy

β" – kąt tarcia obciążenia o podłogę

Na pokładzie bez burt ładunek masowy ułożony jest w kształcie trójkąta (ryc. 4.3) w taki sam sposób, jak na przenośniku taśmowym z prostymi podporami rolkowymi; W - szerokość podłogi, B = 0,85W, φ – kąt spoczynku ładunku w spoczynku (kąt spoczynku ładunku w ruchu φ 1 = 0,4 φ).

Ryż. 4.3. Rozmieszczenie ładunków masowych na płaskim pokładzie

Przekrój ładunku masowego na pokładzie bez burt

Gdzie H 1 – wysokość trójkąta;

Z 2 – współczynnik uwzględniający zmniejszenie powierzchni na przenośniku pochyłym (tabela 4.3).

Wydajność przenośnika

gdzie ρ – gęstość ładunku, t/m3;

w– prędkość przenośnika, m/s;

W p– szerokość pokładu bez boków.

Tabela 4.3

Wartości współczynników Z 2

Szerokość tarasu bez boków

Wydajność podczas układania z boków (ryc. 4.4)

. (4.4)

Ryż. 4.4. Rodzaje pokładów bocznych:

A– z ruchomymi bokami; B– ze stałymi bokami

Przekrój poprzeczny ładunku na pokładzie z burtami

Gdzie W b – szerokość podłogi wraz z bokami, m;

ψ = 0,65–0,8 – współczynnik wypełnienia przekroju pokładu.

Uzyskaną szerokość posadzki sprawdza się pod kątem zbrylania W≥ X 2 A+200 mm, gdzie X 2 – współczynnik grudkowatości. Do sortowanego ładunku X 2 = 2,7; dla zwykłego ładunku X 2 = 1,7.

Ostatecznie wybrane szerokości pokładów są zaokrąglane do najbliższej wartości zgodnie z normalną serią.

W przypadku towarów jednostkowych szerokość podłogi dobierana jest w zależności od gabarytów ładunku, sposobu jego układania i ilości, przy czym odstęp między ładunkami powinien wynosić 100–300 mm.

Obliczanie trakcji. Podczas obliczeń trakcyjnych wyznaczane są opory i siły naciągu łańcuchów na poszczególnych odcinkach trasy.

Maksymalne napięcie łańcuchów oblicza się poprzez sekwencyjne wyznaczanie oporu w poszczególnych odcinkach, zaczynając od punktu najmniejszego napięcia.

Przyjmuje się, że minimalne napięcie wynosi co najmniej 500 N na łańcuch (zwykle S min = 1–3 kN).

Grawitacja liniowa tarasów z łańcuchami Q 0 (N/m) jest zwykle określane na podstawie podręczników i katalogów

Q 0 ≈ 600B+A, (4.6)

Gdzie A - współczynnik przyjmowany w zależności od rodzaju i szerokości podłogi.

Liniowe obciążenie grawitacyjne (N/m)

Maksymalne statyczne napięcie łańcucha

Gdzie L g i L x – długość rzutu poziomego obciążonych i nieobciążonych gałęzi przenośnika, m;

N– wysokość podnoszenia ładunku, m.

Znak „+” we wzorze oznacza odcinki podjazdowe, „–” – odcinki zjazdowe.

Całkowita siła projektowa

S maks. = S st + S hałas, (4.9)

Gdzie S st – napięcie statyczne łańcuchów trakcyjnych, N;

S din – obciążenia dynamiczne w łańcuchach trakcyjnych, N.

Jeżeli element trakcyjny składa się z dwóch łańcuchów, wówczas obliczoną siłę na jednym łańcuchu uwzględnia się współczynnikiem nierównomierności jego rozkładu Z n =1,6–1,8.

Siła obliczeniowa jednego łańcucha S oblicz = S maks. dwa obwody S oblicz = (1,5 S maks.) / 2.

Siła obwodowa działająca na koło zębate

R = ∑ W=S st. – S 0 , (4.10)

Gdzie S st – największa siła statyczna w łańcuchach trakcyjnych w miejscu styku z kołami napędowymi, uzyskana metodą z pominięciem konturu, N;

S 0 – napięcie łańcucha w miejscu wyjścia z koła napędowego, N.

Moc napędu przenośnika

N w = Q L g ω / 367, (4.11)

Gdzie Q– produktywność, t/h;

L g – rzut poziomy długości, m;

ω 0 – uogólniony współczynnik oporu ruchu.

Następnie wybierany jest silnik, określane jest przełożenie skrzyni biegów i wybierana jest skrzynia biegów; określenie rzeczywistej prędkości ruchu i wyjaśnienie wydajności; wyznaczanie statycznego momentu hamowania (dla przenośników pochyłych); obliczanie momentu hamowania; określenie skoku napinacza.

Kalkulacja weryfikacyjna obejmuje udoskonalone obliczenia trakcji przy użyciu metody obejścia konturu; sprawdzenie wybranego łańcucha trakcyjnego; sprawdzenie obliczonej mocy napędu; wybór rodzaju urządzenia napinającego.

4.1.1.4 Montaż przenośników płytowych.

Kolejność etapów montażu przenośnika płytowego:

· układ osi i montaż środkowej części ramy przenośnika;

· montaż konstrukcji wsporczych lub szyn (pod rolki łańcuchowe) z zachowaniem tolerancji nie większych niż 1–2 mm;

· montaż stacji napędowo-napinającej z zachowaniem poziomości i prostopadłości osi przenośnika i wału napędowego;

· pozostałe elementy napędu (otwarte przekładnie, skrzynia biegów i silnik elektryczny) są zorientowane wzdłuż wału napędowego, zapewniając ścisłe współosiowość wałów;

· podwozie należy dokładnie sprawdzić;

· badanie rozpoczyna się od ręcznego przesunięcia podwozia o 5–10 m lub za pomocą silnika elektrycznego;

· pozostawienie przenośnika na biegu jałowym przez 3–4 godziny:

– przenośnik musi pracować płynnie, bez uderzeń, wstrząsów i wibracji;

– zazębienie łańcucha powinno przebiegać płynnie;

– sąsiednie płyty muszą swobodnie obracać się na zębatkach i odcinkach zakrzywionych;

– temperatura nagrzewania przekładni i łożysk ślizgowych nie powinna przekraczać 70°C, nie powinno dochodzić do nagrzewania się łożysk tocznych;

· docieranie pod obciążeniem (w ciągu 12 godzin)

– przeprowadzić takie same kontrole, jak podczas pracy na sucho;

– dostosować lokalizację urządzenia ładującego;

– wyeliminować rozsypywanie się ładunku na powierzchnie robocze szyn i w szczeliny pomiędzy płytami;

– regulują pracę NU, aby zapobiec przesuwaniu się ostrza

4.1.1.5 Przegląd techniczny i naprawa elementów przenośnika płytowego.

Przegląd techniczny (TO) łańcuchów trakcyjnych polega na ich systematycznym przeglądzie, naprawach okresowych, czyszczeniu i smarowaniu. Podczas oględzin stwierdza się: stan części, spasowanie połączeń; mobilność rolek i rolek.

Należy wymienić rolki nieobrotowe i rolki z płaskownikami na powierzchni tocznej, dokręcić luźne połączenia śrubowe ogniw i mocowania części roboczych.

Konserwacja kół zębatych ujawnia zużycie bocznych powierzchni zębów: zębatka jest naprawiana lub wymieniana; odpadanie sieci jest wyeliminowane.

Konserwacja elementów nośnych polega na ich sprawdzeniu i usunięciu uszkodzeń utrudniających pracę: rozpoznaniu obecności odkształceń szczątkowych, niezawodności mocowania do elementu trakcyjnego, zużyciu; zdeformowane płyty są korygowane lub wymieniane, wyrównywane są szczeliny między nimi, uszczelniane są luźne połączenia.

Wstęp

Przenośniki płytowe przeznaczone są do transportu ciężkich (500 kg i więcej) towarów jednostkowych, dużych sztuk m.in. materiałów o ostrych krawędziach, a także ładunków nagrzanych do wysokich temperatur. Przenośniki płytowe, stacjonarne lub mobilne, posiadają te same podstawowe elementy, co przenośniki taśmowe.

Nadwoziem nośnym jest metalowa, rzadziej drewniana, plastikowa płyta podłogowa, składająca się z oddzielnych płyt przymocowanych do 1 lub 2 łańcuchów trakcyjnych (krążek krzewiasty). Pokład może być płaski, falisty lub w kształcie pudełka, bez krawędzi lub z krawędziami. Łańcuchy trakcyjne owijają się wokół zębatek napędowych i napinających zamontowanych na końcach ramy. Wyróżnia się przenośniki płytowe ogólnego przeznaczenia (typ podstawowy) i specjalne.W celu zwiększenia wydajności przenośniki płaskopokładowe uzupełniane są o stałe burty. Typowe przenośniki płytowe mają wydajność do 2000 t/h. Odrębnym typem przenośników płytowych, który stał się najbardziej rozpowszechniony w Rosji w ciągu ostatnich 15-20 lat, jest modułowy przenośnik taśmowy. Taśma może być plastikowa lub stalowa. Szeroka gama produkowanych pasów determinuje także ich szeroki zakres zastosowań: od transportu międzyoperacyjnego i dostarczania produktu bezpośrednio do maszyny, po zastosowanie w przemyśle spożywczym, a także w handlu.

1. Opis projektu

Rysunek 1. Schemat projektowanego przenośnika:

Głównymi zespołami montażowymi przenośnika płytowego są: tkanina lamelowa, rolki jezdne, element trakcyjny i urządzenie napinające. Płyty tkaninowe o przekroju prostokątnym lub trapezowym są tłoczone; grubość płyt do transportu węgla wynosi 3-4 mm, dla skał o dużych rozmiarach o wadze 6-8 mm. Rolki mocowane są do płyt za pomocą krótkich wsporników lub osi przelotowych. Jako element trakcyjny, na którym zamocowane są płytki, stosuje się 1 lub 2 łańcuchy płytkowe lub okrągłe. Przenośnik gnący ma jeden okrągły łańcuch ogniwowy. W skład stacji końcowej napędu wchodzi silnik elektryczny, sprzęgło, skrzynia biegów oraz wał napędowy z kołem napędowym.Możliwość montażu napędów pośrednich typu gąsienicowego, w których krzywki są osadzone na łańcuchu napędowym i współpracują z ogniwami koła napędowego. łańcuch trakcyjny przenośnika. Urządzenie napinające zwykle znajduje się na końcu przenośnika. Zalety przenośnika płytowego: możliwość transportu górotworu ściernego po łukowej trasie o małych promieniach krzywizny; mniejsze opory ruchu i zużycia energii niż w przenośnikach zgrzebłowych; możliwość montażu napędów pośrednich, co pozwala na zwiększenie długości przenośnika w jednym ciągu.

Wady: duże zużycie metalu, złożona konstrukcja płótna płytowego i trudność oczyszczenia go z resztek mokrego i lepkiego górotworu, deformacja płyt podczas pracy, co powoduje rozsypywanie drobnych frakcji.

2. Obliczanie przenośnika płytowego

.1 Określenie szerokości przenośnika

Do obliczeń przyjmujemy przenośnik z taśmą falistą z bokami.

Szerokość przenośnika określa się ze wzoru:

m, (2.1)

gdzie Q = 850 t/h - wydajność przenośnika;

u = 1,5 m/s - prędkość wstęgi;

r = 2,7 t/m 3 - gęstość przewożonego ładunku;

K β =0,95 - współczynnik uwzględniający kąt nachylenia przenośnika;

j = 45 o - kąt spoczynku ładunku w stanie spoczynku;

h = 0,16 m - wysokość boków płótna wybrana z zakresu nominalnego;

y = 0,7 - współczynnik wykorzystania wysokości boku

Współczynnik K β określa się według wzoru:

b =10 o - kąt nachylenia przenośnika.

Otrzymane wartości podstawiamy do wzoru (1.1)

Do transportowanego materiału zawierającego duże kawałki do 10%

całkowitego obciążenia musi być spełniony następujący warunek:

mm (2,3)

a max = 80 mm - największy rozmiar dużych kawałków.

Warunek jest spełniony.

Ostatecznie wybieramy szerokość wstęgi z zakresu nominalnego B=400 mm

2.2 Wyznaczanie obciążeń w łańcuchu transportowym

Wstępnie przyjmujemy go jako element trakcyjny przenośnika

łańcuch płytkowy typu PVK (GOST 588-81).

Obciążenie liniowe od przewożonego ładunku określa się według wzoru:

(2.4)

Obciążenie liniowe od ciężaru własnego części ruchomych (środników z łańcuchami) określa się według wzoru:

N/m, (2,5)

A = 50 - współczynnik przyjmowany w zależności od szerokości środnika rodzaju ładunku

Minimalne napięcie łańcucha dla danego przenośnika może występować w punktach 1 lub 3 (rys. 1). Minimalne napięcie będzie w punkcie 3, jeśli spełniony zostanie następujący warunek:

w = 0,08 - współczynnik oporu ruchu podwozia

odcinki proste

Warunek nie jest spełniony, dlatego minimalne napięcie będzie w punkcie 1.

Przyjmujemy minimalne napięcie łańcucha S min = S 1 = 1500 N. Metodą chodzenia po konturze wstęgi wyznaczamy napięcie w punktach 1..6 (rys. 1) metodą zbliżoną do .

k = 1,06 - współczynnik wzrostu napięcia łańcucha podczas obrotu koła łańcuchowego

Rysunek 2. Wykres naprężenia elementu trakcyjnego

3. Obliczanie elementów przenośników

.1 Obliczanie i dobór silnika elektrycznego

Siłę uciągu napędu określa się ze wzoru:

gdzie k = 1,06 - współczynnik wzrostu napięcia łańcucha podczas zginania

gwiazdy

Moc zainstalowaną silnika elektrycznego określa się według wzoru:

kW, (3,2)

gdzie h = 0,95 - sprawność napędu

k z = 1,1 - współczynnik rezerwy mocy

Przyjmujemy silnik elektryczny o podwyższonym momencie rozruchowym serii 4A

typ silnika - 4АР200L6УЗ;

moc N = 30 kW;

prędkość obrotowa n silnika = 975 obr/min;

moment wahadłowy GD 2 = 1,81 kg m 2;

masa m = 280 kg.

średnica łączenia wału d = 55 mm.

3.2 Obliczanie i dobór przekładni

Średnicę podziałową kół napędowych określa się ze wzoru:

gdzie t jest podziałką łańcucha napędowego;

z - liczba zębów koła łańcuchowego;

Wstępnie zakładamy t = 0,2 m i z = 6.

Prędkość obrotową kół zębatych określa wzór:

obr./min (3.4)

obr./min

Przełożenie skrzyni biegów określa się według wzoru:

(3.5)

Moment obrotowy na wale wyjściowym skrzyni biegów określa się ze wzoru:

Nm. (3.6)

Na podstawie podanych powyżej wartości przyjmujemy przekładnię walcową dwustopniową

typ skrzyni biegów - 1Ц2У-250;

przełożenie przekładni u = 25;

znamionowy moment obrotowy na wale wyjściowym przy dużych obciążeniach Mcr = 6300 Nm;

masa m = 320 kg.

Wały wejściowy i wyjściowy mają stożkowe końcówki łączące do sprzęgieł (rys. 3), ich główne wymiary podano w tabeli 1.

Rysunek 3. Schemat mocowania części na wale.

Tabela 1. Parametry geometryczne wałów

3.3 Obliczanie i dobór łańcucha trakcyjnego

Siłę obliczeniową w łańcuchu określa się ze wzoru:

N, (3,7)

Obciążenie dynamiczne łańcucha określa się według wzoru:

N, (3,8)

gdzie y = 1,0 jest współczynnikiem uwzględniającym redukcję masy zredukowanej ruchomych części przenośnika, dobranym w zależności od L > 60 m.

Podstawiając znalezione wartości do wzoru (3.7) otrzymujemy:

Siłę zrywającą łańcucha określa się ze wzoru:

Na podstawie podanych powyżej wartości przyjmujemy łańcuch płytkowy

typ łańcucha - M450 (GOST 588-81);

podziałka łańcucha t = 200 mm;

siła zrywająca S cięcie. = 450 kN.

Aby przetestować łańcuch pod kątem wytrzymałości, obliczymy obciążenie łańcucha w momencie uruchomienia przenośnika.

Maksymalną siłę w łańcuchu przy uruchomieniu przenośnika określa wzór:

N., (3.10)

gdzie S d.p jest siłą dynamiczną łańcucha przy rozruchu.

Siłę dynamiczną łańcucha podczas rozruchu określa wzór

N., (3.11)

gdzie m k jest masą zredukowaną ruchomych części przenośnika;

Masę zredukowaną ruchomych części przenośnika określa się ze wzoru

kg, (3,12)

gdzie k y = 0,9 jest współczynnikiem uwzględniającym wydłużenie sprężyste łańcuchów

k u = 0,6 - współczynnik uwzględniający spadek średniej prędkości

wirujące masy w porównaniu do średniej prędkości.

Gu = 1500 kgf - masa obracających się części przenośnika (bez napędu), przyjęta wg

Przyspieszenie kątowe wału silnika elektrycznego określa się ze wzoru:

rad/s 2 , (3,13)

gdzie I pr jest momentem bezwładności ruchomych mas przenośnika, zredukowanym do wału silnika.

M p.sr - określone wzorem:

Hm, (3.14)

M p.st - określone wzorem:

H m, (3,15)

Moment bezwładności ruchomych mas przenośnika, zredukowany do wału silnika, określa się ze wzoru:

H m s 2, (3,16)

gdzie I r.m jest momentem bezwładności wirnika silnika elektrycznego i sprzęgła tulejowo-czopowego, określonym wzorem:

H m s 2, (3,17)

gdzie I m = 0,0675 jest momentem bezwładności sprzęgła sworzniowo-tulejowego.

Podstawiając wartości do wzorów 3.10...3.17 otrzymujemy maksymalną siłę w łańcuchu przy uruchomieniu przenośnika.

H m s 2

rad/s 2

3.4 Obliczanie napinacza

Przyjmujemy urządzenie napinające typu śrubowego.

Wielkość skoku napinacza zależy od podziałki łańcucha i jest określona wzorem

Przyjmuje się, że całkowita długość śruby wynosi L obr = L+0,4 = 0,8 m.

Przyjmujemy materiał na śrubę - stal 45 o dopuszczalnym naprężeniu ścinającym σ av = 100 N/mm 2 i granicy plastyczności s T = 320 N/mm 2. Wybieram rodzaj nici: prostokątny (GOST 10177-82).

Przyjmujemy materiał na nakrętkę - brąz Br. AZh9-4 z dopuszczalnym naprężeniem ścinającym σ av = 30 N/mm 2, naprężeniem zgniatającym σ cm = 60 N/mm 2, naprężeniem rozciągającym s P = 48 N/mm 2. Typ gwintu jest taki sam.

Średnią średnicę gwintu śruby określa się ze wzoru:

mm, (3,19)

gdzie y = 2 - stosunek wysokości nakrętki do średniej średnicy

[p] = 10 N/mm 2 - dopuszczalne naprężenia w gwincie, w zależności od materiałów trących, podczas tarcia stali o brązu [p] = 8...12 N/mm 2;

K = 1,3 - współczynnik uwzględniający nierównomierne obciążenie cewek napinających

Wewnętrzną średnicę gwintu określa się według wzoru:

Mhm, (3.20)

Biorąc pod uwagę, że długość śruby jest duża i wymagana jest większa stabilność, przyjmujemy d 1 = 36 mm.

Skok gwintu określa się według wzoru:

mm (3,21)

Skorygowaną wartość średniej średnicy gwintu określa się ze wzoru:

mm (3,22)

Zewnętrzną średnicę gwintu określa się według wzoru:

mm (3,23)

Kąt pochylenia gwintu określa się według wzoru:

Sprawdzamy niezawodność samohamowania, dla którego musi być spełniony warunek:

, (3.25)

gdzie f = 0,1 jest współczynnikiem tarcia między stalą a brązem.

Warunek jest spełniony.

Sprawdzamy stabilność.

, (3.26)

gdzie j jest współczynnikiem poślizgu dopuszczalnych naprężeń ściskających, przy obliczaniu stateczności określa się go w funkcji podatności śruby (l).

Dopuszczalne naprężenie ściskające.

Dopuszczalne naprężenie ściskające określa się ze wzoru:

N/mm 2, (3,27)

Elastyczność śruby określa wzór:

, (3.28)

gdzie m =2 - zredukowany współczynnik długości

Bazując na znanej elastyczności śruby, stwierdzam, że j = 0,22. Otrzymane dane podstawiamy do warunku 2.26:

Warunek jest spełniony.

Ponieważ śruba pracuje pod napięciem, sprawdzanie stabilności nie jest konieczne.

Sprawdzamy śrubę pod kątem wytrzymałości, stanu wytrzymałości:

, (3.29)

Gdzie (zdefiniowano powyżej);

M 1 - moment tarcia w gwincie (N mm);

M 2 - moment tarcia na pięcie (stop) (N mm)

Moment tarcia w gwincie określa się ze wzoru:

Nm (3,30)

Moment tarcia na pięcie określa się ze wzoru:

N mm, (3,31)

gdzie d n = 20 mm to średnica pięty, mniejsza niż d 1.

Otrzymane dane podstawiamy do warunku 3.29:

Warunek jest spełniony.

Wysokość nakrętki określa się według wzoru:

mm (3,32)

Liczbę zwojów w nakrętce określa się według wzoru:

Sprawdzamy wytrzymałość na ścinanie gwintu nakrętki, stan wytrzymałości:

Warunek jest spełniony

3.5 Obliczenia wału

Wał napędowy

Jako materiał wału bierzemy stal 45, wytrzymałość na rozciąganie

s B = 730 N/mm 2, granice wytrzymałości: s -1 = 0,43 s B = 314 N/mm 2, t -1 = 0,58 s - 1 = 182 N/mm 2

Przybliżoną minimalną średnicę wału określam wyłącznie na podstawie skręcania, korzystając ze wzoru:

mm, (3,34)

gdzie M = 5085 Nm - moment obrotowy na wale

25 N/mm 2 - dopuszczalne naprężenie skręcające dla stali 45

mm.

Ze standardowej serii (GOST 6636-69 R40) wybieramy najbliższą wartość średnicy d pv = 100 mm. Akceptujemy tę średnicę dla łożysk. Do mocowania kół napędowych przyjmujemy średnicę d = 120 mm. Szerokość piasty koła napędowego ustalana jest na podstawie wymaganej długości klucza do przenoszenia momentu obrotowego.

Długość klucza określa się na podstawie warunków załamania i wytrzymałości:

, (3.35)

gdzie l jest długością klucza, mm;

d - średnica wału w miejscu zainstalowania klucza, mm;

h, b, t 1, - wymiary przekroju klucza, mm

[s] cm - dopuszczalne naprężenie łożyska, dla piast stalowych 100-120 N/mm 2.

Ponadto na podstawie warunku 3.35 określamy parametry wpustu dla końca łączącego wału, którego średnicę przyjmuje się d = 95 mm i długość l = 115 mm. Wartości wszystkich wymiarów geometrycznych kluczy wpisano w tabeli 2.

Tabela 2. Parametry geometryczne wałów

* Używamy dwóch kluczy umieszczonych pod kątem 180 o.

Na podstawie długości kluczy do kół napędowych dobieramy długość piast tego ostatniego jako l st = 200 mm.

Schemat obliczeniowy wału napędowego i wykres momentów zginających ma postać

Rysunek 4. Diagramy momentów

gdzie R 1 i R 2 są reakcjami podpór w łożyskach, N;

P to obciążenie kół zębatych określone wzorem:

N. (3,36)

Ze względu na symetrię obciążeń projektowych i podporowych

R 1 = R 2 = P = 13495 N.

Obliczenia przeprowadza się analogicznie do punktu 2.5.1.

Jako materiał wału przyjmujemy stal 45 (średnica przedmiotu obrabianego większa niż 100 mm), wytrzymałość na rozciąganie s B = 730 N/mm 2, granice wytrzymałości: s -1 = 0,43 s B = 314 N/mm 2, t -1 = 0,58 s - 1 = 182 N/mm 2

Średnicę wału przyjmuje się konstrukcyjnie jako 0,8 średnicy wału napędowego d = 80 mm

Schemat konstrukcyjny wału jest podobny do rys. 4.

Akceptujemy tę średnicę dla łożysk. Do mocowania kół napędowych przyjmujemy średnicę d = 100 mm. Szerokość piasty koła napędowego przyjmuje się konstruktywnie.

3.6 Dobór łożysk

Ponieważ podczas instalowania oddzielnych obudów łożysk na ramie przenośnika dochodzi do naruszenia ich wyrównania i niewspółosiowości wału, wybieramy dwurzędowe łożyska kulkowe baryłkowe 1320 (GOST 5720-75 i 8545-75) o następujących parametrach:

d = 100 mm (średnica wewnętrzna)

D = 215 mm (średnica zewnętrzna)

B = 47 mm (szerokość)

C = 113 kN (nośność dynamiczna)

Sprawdzamy łożyska pod kątem trwałości, którą określa wzór:

h, (3,37)

gdzie n = 39 obr/min - prędkość obrotowa wału;

P e – obciążenie zastępcze łożyska, pod warunkiem braku obciążeń osiowych, określa się ze wzoru:

N, (3,38)

gdzie V = 1 - współczynnik uwzględniający obrót pierścieni

K T = 1 - współczynnik temperaturowy

K s = 2,0 - współczynnik obciążenia

h. Trwałość jest wystarczająca

Ponieważ podczas instalowania oddzielnych obudów łożysk na ramie przenośnika dochodzi do naruszenia ich współosiowości i niewspółosiowości wału, wybieram dwurzędowe baryłkowe promieniowe łożyska kulkowe 1218 (GOST 5720-75 i 8545-75) o następujących parametrach:

d = 800 mm (średnica wewnętrzna)

D = 160 mm (średnica zewnętrzna)

B = 30 mm (szerokość)

C = 44,7 kN (nośność dynamiczna)

h. Wystarczająca trwałość.

Na podstawie wykonanych obliczeń określamy, że łożyska będą pracować przez cały okres użytkowania.

.7 Obliczanie i dobór urządzeń i sprzęgieł hamulcowych

W przypadku wyłączenia przenośnika w stanie obciążonym na skutek przechylenia części przenośnika, ciężar ładunku wytworzy siłę skierowaną w kierunku przeciwnym do ruchu taśmy. Siłę tę określa wzór

N. (3,39)

Ujemna wartość siły oznacza, że siła tarcia elementów przenośnika jest większa od siły toczenia ładunku i dlatego nie ma potrzeby stosowania urządzenia hamującego.

Do przeniesienia momentu obrotowego z silnika elektrycznego na wał wejściowy skrzyni biegów stosujemy elastyczne sprzęgło sworzniowe typu MUVP (GOST 21424-75) z otworami połówek sprzęgła na wał silnika (d d = 55 mm) i dla wału wejściowego skrzyni biegów (otwór stożkowy d p1 = 40 mm) .

Moment obrotowy dostarczony na wał silnika elektrycznego jest równy stosunkowi momentu obrotowego na wale wyjściowym skrzyni biegów do przełożenia przekładni silnika M = 203,4 Nm.

Biorąc pod uwagę margines i wymiary gabarytowe, przyjmujemy sprzęgło o momencie znamionowym M cr = 500 Nm, o maksymalnej (całkowitej) średnicy sprzęgła D = 170 mm, maksymalnej długości L = 225 mm, liczbie palców n = 8, długość palca l = 66 mm, gwint łączący sworznia M10.

Aby przenieść moment obrotowy z wału wyjściowego skrzyni biegów na wał napędowy, do połączenia z wałem wyjściowym skrzyni biegów używam sprzęgła zębatego typu MZ (GOST 5006-83) z otworem stożkowym (wersja K d p2 = 90 mm) . Otwór sprzęgła do połączenia z wałem napędowym jest cylindryczny d = 95 mm z dwoma rowkami wpustowymi.

Dobieramy sprzęgło o momencie znamionowym Mcr = 19000 Nm.

.8 Obliczanie koła łańcuchowego

Znane dane do obliczeń:

średnica podziałowa kół zębatych d e = 400 mm;

liczba zębów z = 6;

podziałka zębów t = 200 mm.

średnica rolek łańcuchowych D c = 120 mm.

Średnicę koła zewnętrznego określa się ze wzoru:

mm, (3,40)

gdzie K=0,7 - współczynnik wysokości zęba

Średnicę okręgu wgłębień określa się ze wzoru:

Mhm, (3,41)

Przemieszczenie środków łuków wgłębień określa wzór:

e = 0,01. 0,05 t = 8 mm. (3,42)

Promień ubytków zębów określa się ze wzoru:

r = 0,5 (D c - 0,05 t) = 50 mm. (3,44)

Promień krzywizny głowy zęba określa się ze wzoru:

Mhm. (3,45)

Wysokość prostego odcinka profilu zęba określa się według wzoru:

mm. (3,46)

Szerokość zęba określam za pomocą wzoru:

b f = 0,9 (50 - 10) - 1 = 35 mm. (3,47)

Szerokość wierzchołka zęba określa się ze wzoru:

b = 0,6b f = 21 mm. (3,48)

Średnicę korony określa się według wzoru:
Po zakończeniu projektu kursu zaprojektowaliśmy przenośnik łańcuchowo-płytowy o następujących parametrach:

Wydajność Q =850 t/godz.;

Prędkość sieci u = 1,5 m/s;

Długość przenośnika l = 90 m;

Długość odcinka poziomego l g = 25 m;

Kąt nachylenia przenośnika β = 10 o ;

Gęstość przewożonego ładunku r = 2,7 t/m 3

Obliczyliśmy także jego główne elementy i przetestowaliśmy je pod kątem wytrzymałości i trwałości.

Bibliografia

1. Baryshev A.I., Steblyanko V.G., Chomichuk V.A. Mechanizacja prac PRTS. Projekt kursu i dyplomu maszyn transportowych: Podręcznik / Pod redakcją generalną A.I. Baryszewa – Donieck: DonGUET, 2003 – 471 s., il.

Baryshev A.I., Mechanizacja załadunku i rozładunku, operacji transportowych i magazynowych w przemyśle spożywczym. Część 2. Transport maszyn. - Donieck: DonGUET, 2000 - 145 s.

Czernawski SA Projektowanie kursów części maszyn, M.: Mashinostroenie, 1979. - 351 s.

Anufriev V.I. Podręcznik projektanta i inżyniera mechanika w trzech tomach, M.: Mashinostroenie, 2001.

Yablokov B.V., Belov S.V. Wytyczne do projektu kursu dotyczącego urządzeń podnoszących i transportowych (przenośniki płytowe), Iwanowo, 2002.

Obliczenia przenośników płytowych przeprowadza się w dwóch etapach: wstępne (przybliżone) określenie głównych parametrów; obliczenia weryfikacyjne. Początkowe dane do obliczeń to:

Wydajność;

Konfiguracja trasy;

Charakterystyka przewożonego ładunku;

Szybkość sieci;

Tryb pracy.

Zgodnie z GOST 22281–92 wybiera się rodzaj przenośnika i rodzaj podłogi. Podłogi stosowane są w trzech rodzajach:

Lekki - o gęstości nasypowej przewożonego ładunku ρ< 1т/м 3 ;

Średnie – przy ρ= 1–2 t/m 3 ;

Ciężki - przy ρ> 2 t/m 3.

Wysokość boku H poszycie boczne dla ładunków masowych wybiera się z normalnego zakresu (zgodnie z księgą referencyjną) dla ładunków jednostkowych H= 100–160 mm.

Kąt nachylenia przenośnika zależny jest od rodzaju podłoża oraz charakterystyki przewożonego ładunku (tab. 2), wybrany kąt nachylenia przenośnika musi spełniać warunek β≤φ 1 -(7-10°), gdzie φ 1 jest kątem spoczynku ładunku w ruchu.

– kąt tarcia obciążenia o podłogę

Na pokładzie bez burt ładunek masowy ułożony jest w trójkącie (rys. 3) analogicznie jak na przenośniku taśmowym z prostymi podporami rolkowymi; W– szerokość podłogi, B = 0,85W, φ – kąt spoczynku ładunku w spoczynku (kąt spoczynku ładunku w ruchu φ 1 =0,4φ).

Ryż. 3. Umieszczenie ładunku masowego na płaskim pokładzie

Przekrój ładunku masowego na pokładzie bez burt

Gdzie H 1 – wysokość trójkąta;

Z 2 – współczynnik uwzględniający zmniejszenie powierzchni na przenośniku pochyłym (tab. 3).

Wydajność przenośnika

Q n = 3600F 1 ρ w=648 do 2 wρtgφ1, (2)

gdzie ρ – gęstość ładunku, t/m3;

w– prędkość przenośnika, m/s;

W n – szerokość podłogi bez boków.

Tabela 3. Wartości współczynników Z 2

Szerokość tarasu bez boków

Wydajność podczas tarasowania z bokami (ryc. 4)

Qb = 3600F wρ. (4)

Ryż. 4. Rodzaje pokładów bocznych:

a – z ruchomymi bokami; b – ze stałymi bokami

Przekrój poprzeczny ładunku na pokładzie z burtami

F=F 2 +F 3 =0,25 k β tanφ 1 +B b hψ, (5)

Gdzie W b – szerokość podłogi wraz z bokami, m;

ψ= 0,65–0,8 – współczynnik wypełnienia przekroju pokładu.

Uzyskaną szerokość posadzki sprawdza się według warunku grudkości B≥X 2 a+200 mm, gdzie: X 2 – współczynnik grudkowatości. Do sortowanego ładunku X 2 = 2,7; dla zwykłego ładunku X 2 = 1,7.

Ostatecznie wybrane szerokości pokładów są zaokrąglane do najbliższej wartości zgodnie z normalną serią.

Obliczanie trakcji. Podczas obliczeń trakcyjnych wyznaczane są opory i siły naciągu łańcuchów na poszczególnych odcinkach trasy.

Maksymalne napięcie łańcuchów oblicza się poprzez sekwencyjne wyznaczanie oporu w poszczególnych odcinkach, zaczynając od punktu najmniejszego napięcia.

Przyjmuje się, że minimalne napięcie wynosi co najmniej 500 N na łańcuch (zwykle S min = 1–3 kN).

Grawitacja liniowa tarasów z łańcuchami Q 0 (N/m) jest zwykle określane na podstawie podręczników i katalogów

q 0 ≈600B+A, (6)

gdzie A jest współczynnikiem przyjmowanym w zależności od rodzaju i szerokości podłogi.

Liniowe obciążenie grawitacyjne (N/m)

Maksymalne statyczne napięcie łańcucha

Gdzie L g i L x – długość rzutu poziomego obciążonych i nieobciążonych gałęzi przenośnika, m;

N– wysokość podnoszenia ładunku, m.

Znak „+” we wzorze oznacza odcinki podjazdowe, „–” – odcinki zjazdowe.

Całkowita siła projektowa

S maks. = S st + S hałas, (9)

Gdzie S st – napięcie statyczne łańcuchów trakcyjnych, N;

S din – obciążenia dynamiczne w łańcuchach trakcyjnych, N.

Jeżeli element trakcyjny składa się z dwóch łańcuchów, wówczas obliczoną siłę na jednym łańcuchu uwzględnia się współczynnikiem nierównomierności jego rozkładu Z n =1,6–1,8.

Siła obliczeniowa jednego łańcucha S oblicz = S maks. dwa obwody S oblicz = (1,5 S maks.)/2.

Siła obwodowa działająca na koło zębate

P=ΣW=S st -S 0 , (10)

Gdzie S st – największa siła statyczna w łańcuchach trakcyjnych w miejscu styku z kołami napędowymi, uzyskana metodą z pominięciem konturu, N;

S 0 – napięcie łańcucha w miejscu wyjścia z koła napędowego, N.

Moc napędu przenośnika

Gdzie Q– produktywność, t/h;

L g – rzut poziomy długości, m;

ω 0 – uogólniony współczynnik oporu ruchu.

Określ szerokość podłogi, wybierz element trakcyjny i znajdź moc silnika elektrycznego.

silnik trakcyjny przenośnika płytowego

Ryż. Przekrój ładunku masowego znajdującego się na pokładzie przenośnika płytowego: a - bez burt; b - z bokami; c - ze stałymi bokami.

Przy określaniu szerokości płaskiego pokładu bez boków znajdująca się w nim warstwa ładunkowa ma w przekroju kształt trójkąta (ryc. a). Pole przekroju ładunku (m 2) określa się jako F 1 = C 1 *b*h 1 /2 = C 1 *b 2 *tg(t 1)/4 = 0,18*B 2 n * C 1 *tg( ц 1) (1) gdzie b jest szerokością podstawy ładunku leżącego na podłodze; b = 0,85 V n; B n - szerokość podłogi, m; h 1 -- wysokość warstwy ładunkowej, m; C 1 - współczynnik uwzględniający zmniejszenie pola przekroju poprzecznego ładunku po wejściu na pochyłą część przenośnika (stół); q 1 -- kąt przy podstawie trójkąta; c1 = 0,4*c; q - kąt zsypu.

Wartości współczynnika C 1 dla przenośników płytowych

Korzystając ze wzoru Q=3,6*F*p m*x, wydajność (t/h) przenośnika płytowego, biorąc pod uwagę wzór (1), można zapisać jako

Q = 3,6*F 1 p m x = 0,648*B n 2 *C 1 *p m *x*tg(ts).

Wtedy szerokość podłogi bez boków będzie (m)

B = v(Q/(0,648*C 1 *r m *x*tg(t)))

Podczas układania z bokami (zarówno ruchomymi, jak i stałymi (ryc. b, c) pole przekroju poprzecznego ładunku na pokładzie jest sumą obszarów

fa = fa 2 + fa 3 = b nb godz 2 do 1 /2 + b nb godz 3

Przy współczynniku wypełnienia rynny utworzonej przez podłogę i boki (w = h 3 /h), który przyjmujemy jako równy 0,65...0,80, otrzymamy (m 2)

F = 0,26*B 2 nb *C 1 *tg(ts 1)+B nb *h*w

Korzystając z tego oraz ze wzoru Q = 3,6 * F * p m * x, otrzymujemy wyrażenie na określenie wydajności masowej (t/h) przenośnika płytowego posiadającego pokład z bokami,

Q = 3,6*F*p m x = 0,9*V nb *p m *x*

Z tego wzoru można określić szerokość tarasu, podając wszystkie niezbędne parametry i wysokość boku h. Rozwiązując równanie kwadratowe, otrzymujemy (m)

Mając B nb, możesz wyznaczyć h. Otrzymane wartości szerokości pokładu i wysokości boków są zaokrąglane do najbliższej większej zgodnie ze stanową normą i ponownie obliczana jest prędkość elementu trakcyjnego. Szerokość podłogi podczas transportu ładunku jednostkowego dobiera się w zależności od wymiarów ładunku w taki sam sposób, jak w przypadku ładunku taśmowego.

Przy określaniu parametrów geometrycznych przenośnika płytowego prędkość elementu trakcyjnego przyjmuje się w przedziale 0,01...1,0 m/s, gdyż jego praca przy dużych prędkościach powoduje znaczny wzrost sił dynamicznych.

Obliczenia trakcji przenośnika płytowego przeprowadza się analogicznie do obliczeń przenośnika taśmowego. Ponieważ jednak prawo Eulera nie ma zastosowania do napędu przenośnika łańcuchowego, przy jego obliczaniu należy ustalić wartość minimalnego naciągu elementu trakcyjnego. Zwykle zaleca się przyjmowanie S min = 1000...3000 N.

Opór ruchu elementu trakcyjnego przy prostym pokładzie i ruchomych burtach określa się za pomocą wyrażeń (W pr =(q+q k)gL(fcosб±sinб)) lub (Wpr =g(q+q k)(ш 1 L g ±H)). Wartość obciążenia q 0 dla przenośników płytowych q 0 =(q+q k), gdzie q k jest siłą ciężkości 1 m elementu trakcyjnego z poszyciem. Wartość q k (kg) można w przybliżeniu wyznaczyć za pomocą wyrażenia q k =60V n +A p, gdzie współczynnik A p pobiera się z Tabeli 10.

Współczynnik oporu ruchu rolek drogowych wzdłuż prowadnic można obliczyć ze wzoru lub wybrać z tabeli

Tabela

Notatka. Niższe wartości dotyczą łańcuchów ciężkich z rolkami o większej średnicy.

W przenośnikach o burtach stałych (rys. b) przemieszczających się ładunków masowych należy uwzględnić dodatkowe opory powstałe na skutek tarcia ładunku o burty. Do określenia tych rezystancji (N) zaleca się następujące wyrażenie:

W b = fh 2 p m gK b l b

gdzie f jest współczynnikiem tarcia obciążenia na ścianach bocznych; K b - współczynnik uwzględniający spadek ciśnienia poziomego z warstwy obciążenia na ściany boczne;

Kb =x+l,2/l+sin;

l b – długość boków, m.

Następnie wybierz rodzaj elementu trakcyjnego, określ rozmiar kół zębatych i moc silnika elektrycznego. Przy wyborze rodzaju łańcucha należy wziąć pod uwagę, że jeżeli przenoszenie siły uciągu odbywa się za pomocą dwóch łańcuchów, wówczas siłę uciągu (N) na łańcuch określa się biorąc pod uwagę nierównomierny jej rozkład pomiędzy łańcuchami:

Sst1=1,15Sst/2

Gdy prędkość transportu jest większa niż 0,2 m/s, łańcuch należy dobierać według pełnej siły obliczeniowej, biorąc pod uwagę obciążenia dynamiczne według wzoru

(Sp=S+m60x2/z2tc).

Przykład obliczeń przenośnika płytowego

Dane wstępne: przewożony ładunek - worki mąki o masie G g = 60 kg, wymiary worka 250X450X900 mm, wydajność Q = 300 szt./h, współczynnik nierówności K n = 1,5. Schemat trasy i wymiary przenośnika pokazano na rysunku a.

Ryż.

1. W zależności od wielkości ładunku i kąta nachylenia przenośnika przyjmujemy płaski pomost boczny o szerokości H = 500 mm i wysokości boku h = 100 mm.
2. Wyznacz szacunkową wydajność przenośnika Q p = Q*K n = 300*1,5 = 450 szt./h.
3. Zadajemy prędkość elementu trakcyjnego x=0,2 m/s. Następnie odległość pomiędzy transportowanymi workami zostanie określona jako a = 3600*x/Q p = 3600*0,2/450 = 1,6 m.
4. Jako element trakcyjny bierzemy dwa łańcuchy rolkowe płytkowe z rolkami na łożyskach ślizgowych.
5. Wyznacz masę 1 m ładunku q=G g /a=60/1,6=37,5 kg/m

podłoga z elementem trakcyjnym według wzoru (q k =60V n +A p) q k =60*0,5+40=70 kg/m, gdzie współczynnik A p pobierany jest z tabeli dla podłogi lekkiej przy V n =0,5 m .

6. Wykonujemy obliczenia trakcji przenośnika, przyjmując punkt 2 (ryc. a) jako punkt o minimalnym naprężeniu, ponieważ w sekcji 1--2 wartość wynosi Lg2schx.k

Obliczanie oporów ruchu elementu trakcyjnego przenośnika płytowego (patrz rys. a)
Powierzchnia i rodzaj oporu	Wzory obliczeniowe	Notatka
		Zgodnie z powyższymi zaleceniami wybrano wartość 5mln
Opór ne-przemieszczenia elementu trakcyjnego po linii prostej - 7„ s„ „ nq „ „. sekcja liniowa 2-1	S 1 = S 2 -gq k L g2 хк + gq k H=1000-9,8170500,09+ 9,8170*5= 1000-3100+3440	Wartość rezystancji przyjmujemy ze znakiem minus, ponieważ poruszamy się po obwodzie w kierunku przeciwnym do ruchu wskazówek zegara Aby znaleźć wartość S3, skorzystaliśmy ze wzoru odpowiadającego ruchowi elementu trakcyjnego po zakrzywionej prowadnicy z wypukłością w dół i uwzględniamy tylko pierwszy człon, ponieważ drugi jest brany pod uwagę przy obliczaniu oporu na prostej Sekcje
Opór ruchu elementu trakcyjnego na odcinku zakrzywionym 2--3	S 3 = S 2 e ьxkt = S 2 mi 0,090,1 = 1,01 S 2	Współczynnik rezystancji wx.k przyjmuje się zgodnie z tabelą 11 dla przeciętnych warunków pracy
Opór ruchu elementu trakcyjnego na odcinku prostym 3--4	S 4 = S 3 +q k gL g1 sch xk = 1010+9,817030*0,09
Skoncentrowany opór podczas zginania wokół koła napinającego.	S5 = oS4 = 1,06*2860	Przy b = 180°o = 1,06
Opór ruchu elementu trakcyjnego na odcinku prostym 5--6	S 6 = S 5 = g(q+qk)L g1 w xk = 3030+ 9,81(37,5+ 70)30*0,09
Opór ruchu elementu trakcyjnego na odcinku zakrzywionym 6-7	S 7 = S 6 e ьxkts = 58701,01
To samo w sekcji 7-8	S 8 = S 7 = g(q+qk)L g2 хк = g(q+q k)H= 5930+ 9,81(37,5+70)50*0,09+ 9,81(37,5 +70)5

Na podstawie wartości naprężeń w charakterystycznych punktach konstruujemy wykres naprężeń elementu trakcyjnego (rys. b). Maksymalnym naprężeniem będzie naprężenie w punkcie 8. Za pomocą tego naprężenia wyznaczamy wielkość obciążenia działającego na jeden łańcuch, biorąc pod uwagę wzór (S st1 = 1,15S st/2). Biorąc współczynnik bezpieczeństwa n c = 10, wielkość obciążenia niszczącego określamy ze wzoru (S razy = S max n c)

S razy = 1,15*n c *S 8 /2 = 1,15*15945*10/2 = 91683 N.

Na podstawie wartości S wybieramy łańcuch rolkowy M112-4-160-2 GOST 588--81 o t c = 160 mm, d c = l5 mm. Dla wybranego łańcucha S razy według normy państwowej wynosi 112 kN. Ponieważ prędkość elementu trakcyjnego jest niska, nie bierzemy pod uwagę obciążenia dynamicznego działającego na łańcuch.

7. Ilość siły trakcyjnej będzie

P = (S 8 --S 1)*o = (15945 -- 1340)*1,06= 15470 N.

8. Moc silnika elektrycznego z mechanizmem przekładniowym o z = 0,8 wyniesie (patrz wzór) N = 15470 * 0,2 / (1000 * 0,8) = 3,9 kW

Na podstawie wartości N wybieramy z katalogu silnik elektryczny 4A112MV6UZ o mocy N d = 4,0 kW i n d = 950 obr/min.

Przenośniki zgrzebłowe

Pod pojęciem przenośników zgrzebłowych rozumie się grupę maszyn ciągłych z elementem trakcyjnym, których cechą charakterystyczną jest korpus roboczy wykonany w formie zgarniacza. Według tego kryterium zazwyczaj klasyfikuje się przenośniki zgarniakowe i biorąc pod uwagę to dzieli się je na przenośniki:

z solidnymi wysokimi zgarniakami (wysokość zgarniacza jest w przybliżeniu równa wysokości rynny, po której porusza się ładunek);

z zanurzonymi skrobakami.

Do przenośników ze zgarniakami zanurzonymi zaliczamy przenośniki ze zgarniakami ciągłymi niskimi, ze zgarniakami konturowymi oraz przenośniki rurowe.

Zakres zastosowania przenośników zgrzebłowych jest dość szeroki. Znajdują zastosowanie w przemyśle spożywczym, przetwórstwie zbożowym, w kopalniach węgla kamiennego oraz w przemyśle chemicznym do transportu ładunków masowych i bryłowych. Możliwość wykonania szczelnego zsypu pozwala na wykorzystanie ich do transportu ładunków zapylonych i gorących.

Do zalet przenośników zgarniakowych należy prostota konstrukcji, szczelność rynien, możliwość załadunku i rozładunku w dowolnym miejscu na poziomym lub pochyłym odcinku trasy.

Wadami są stosunkowo szybkie zużycie zawiasów łańcucha i zsypu, zwiększona moc napędu na skutek tarcia ładunku i zgarniaczy o rynnę oraz ścieranie cząstek przewożonego ładunku.