Проектирование ленточного элеватора

            

            где с^-1

      Таким образом:

             Н

      Максимальное  усилие в ленте при пуске равно:

             Н

      При этом коэффициент перегрузки ленты  равен:

            

      Момент  на быстроходном валу редуктора определяется по формуле:

             Н×м

      Коэффициент перегрузки равен:

            

      Сопротивление передвижению при пуске (при отсутствии пробуксовки):

             Н

      В период пуска элеватора натяжение  ленты в сбегающей ветви:

            

            где: f – коэффициент трения ленты по стальному барабану: f = 0.265;

                  a – угол обхвата лентой барабана: a = p.

      Таким образом:

             Н

      Условием  отсутствия пробуксовки будет выполнение неравенства:

             :  – условие соблюдается. 

      Натяжное  устройство. Ход натяжного устройства при относительном удлинении ленты типа БКНЛ-150 2% равно:

             м

      Усилие  натяжения, прикладываемое к натяжному  барабану:

             Н 

      Предохранительные ловители ковшей. Для защиты элеватора от поломок в случае падения ленты с ковшами и грузом при аварийном обрыве ленты используются канаты небольшого диаметра, без натяжения соединяющие ковши по боковым сторонам. 

      Несущие конструкции и  корпус. Элеватор состоит из башмака, головки и наборных секций контуров (по 4 метра). Все они сварены из уголка 45х45 и облицованы стальным листом. По бокам есть люки для осмотра, очистки и технического обслуживания элеватора.

      В башмаке расположено натяжное устройство, натяжной барабан и загрузочное устройство. В головке – приводной барабан и разгрузочное устройство. Снаружи головки закреплены подшипниковые опоры и роликовый останов.

      Вдоль движения ленты для уменьшения ее колебаний в горизонтальной плоскости предусмотрены специальные фиксаторы. 
 
 

2. Расчет узлов и механизмов 

      Контур  головки элеватора. Для получения контура головки элеватора необходимо построить траектории движения частиц, очертание головки будет построено так, чтобы угол между касательными в точках пересечения траектории с корпусом угол составлял 14...18°, что способствует лучшему отражению частиц груза от стенки кожуха головки.

      При центробежной разгрузке на частицы  груза вылетают из ковша (с его края) со скоростью, которую можно разложить на три составляющие (рис. 2): линейную v_l, направленную по касательной к окружности поворота, скорости падения под действием силы тяжести v_g, и скорости, вызванной движением частицы груза внутри ковша под действием центробежной силы.

рис. 2 

      Линейная  скорость задана, путь, пройденный частицей в направлении этой скорости за время t, будет равен vt. Под действием силы тяжести частица движется с ускорением свободного падения g, и путь частицы (всегда вниз) будет равен gt²/2.

      Скорость  частицы в направлении действия центробежной силы определяется следующим образом: пока частица не покинула ковш и перемещается к его краю, на нее действует центростремительное ускорение v²/r. Средний путь, пройденный частицей, равен половине вылета ковша, т.е. l/2. Путем несложных преобразований, получаем:

            время центробежного  движения:

            скорость в конце  этого движения:

      А путь, проходимый частицей груза после  покидания ковша под действием  этой скорости в радиальном направлении, равен:

            

      Векторно  сложив все 3 составляющие перемещений получаются следующие траектории движения частиц груза (рис. 3). Там же показан возможный контур головки элеватора.

рис. 3 

      Барабаны: приводной и натяжной. Конструкция барабана приведена на рис. 4.

Рис. 4 

      Диаметр D_б = 0.5 м и ширина L = 0.95 м барабана уже определены ранее. Осталось определить толщину стенок барабана:

             мм

      И расстояние между втулками:

             м

      Втулки  приводного барабана с помощью шпонок фиксируются на приводном валу. А внутри втулок натяжного барабана крепятся подшипники. 

      Вал ведущего барабана: Конструктивно принимаемые размеры вала с эпюрами изгибающих и крутящих моментов представлены на (рис. 5). Расстояния до опор (подшипников) взяты с запасом, учитывая размеры натяжного устройства. 

рис. 5 

      Предполагается, что вращение передается на правую сторону. В силу симметричности эскиза не рассматривается случай срабатывания останова – при этом изгибающий момент не изменится, а крутящий симметрично переместится в левую сторону.

      Осевая  нагрузка отсутствует. Сила, действующая  на вал, равна:

             Н

      Реакции опор (подшипники) равны:

             Н

      Максимальный  изгибающий момент равен:

             Н×м

      Крутящий  момент равен определенному ранее  максимальному крутящему моменту:

             Н×м

      Пусть материал вала – сталь 40Х улучшенная: Н/мм² [3, табл. 3.3]. Пределы выносливости: Н/мм², Н/мм².

      Ориентировочное значение минимального диаметра из расчета  на чистое кручение по допускаемому напряжению [3, 6.16], при пониженном допускаемом напряжении на кручение Н/мм²:

             мм

      Из  ряда по ГОСТ 6636-69 ближайшее большее значение – 95 мм. Тогда диаметр под подшипники d_п = 100 мм, под барабаном d_б = 120 мм.

      Уточненный  расчет необходимо выполнить на двух опасных сечениях: а) начало барабана (максимальный изгибающий момент при максимальном крутящем и концентрация напряжений – шпоночная канавка), и б) крайняя правая точка – присоединение к муфте (минимальный диаметр и тоже шпоночная канавка, но нет изгибающего момента). 

      а) В первом случае момент сопротивления сечения равен (с учетом шпоночной канавки: b = 32 мм, c = 11 мм):

             мм³

      Амплитуда нормальных напряжений равна:

             Н/мм²

      Значения  коэффициентов для расчета коэффициента запаса прочности: эффективный коэффициент концентрации напряжений [3, табл. 6.5], масштабный фактор напряжений [3, табл. 6.8], коэффициент шероховатости .

      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

            

      Полярный момент сопротивления

             мм³

      Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

             Н/мм²

      Значения  коэффициентов для расчета коэффициента запаса прочности: [3, табл. 6.5], [3, табл. 6.8], .

      Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:

            

      Общий коэффициент запаса прочности:

              – достаточный запас. 

      б) Аналогично вышеприведенному расчету (но только крутящий момент и с учетом шпоночной канавки: b = 28 мм, c = 10 мм):

      По  касательным напряжениям:

             мм³

             Н/мм²

      Коэффициенты: [3, табл. 6.5], [3, табл. 6.8], .

            

      Выбранные диаметры вала подходят по расчету  на прочность. 

      Ось натяжного барабана. На ось действует только изгибающий момент, крутящего момента нет, как и осевых усилий.

      Диаметр оси определяется по приблизительному соотношению от диаметра приводного вала: мм. По ГОСТ 6636-69 пусть этот диаметр равен 55 мм. А диаметр под подшипники (внутри барабана) пусть равен dп = 60 мм.

      Материал  оси пусть тоже будет как и  у приводного вала – сталь 40Х.

      На  рис. 6 представлен эскиз оси с  эпюрой изгибающих моментов. 

рис. 6 

      Сила, действующая на ось, равна:

             Н

      Реакции опор равны:

             Н

  Максимальный изгибающий момент равен:

             Н×м

      Аналогично двум проведенным выше расчетам:

             мм³

      Амплитуда нормальных напряжений равна:

             Н/мм²

      Значения  коэффициентов: [3, табл. 6.7], .

      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

            

      Ось также подходит по прочности. 

      Шпонки. Необходимо рассчитать шпонки, передающие момент а) с муфты на приводной вал; и б) с вала на приводной барабан.

      Шпонки  выполняются из нормализованной  конструкционной стали с допускаемым  напряжением смятия Н/мм².

      а) Момент, передаваемый шпонкой M = 3998 Н, диаметр вала d = 95 мм, размеры шпонки: b = 28 мм, h = 16 мм, t₁ = 10 мм, длина (стандартное значение с учетом длины ступицы муфты) l = 160 мм.

      Проверка  на смятие производится по формуле:

            

      б) Момент, передаваемый шпонкой (предполагается, что он передается только одной шпонкой) M = 3998 Н, диаметр вала d = 120 мм, размеры шпонки: b = 32 мм, h = 18 мм, t₁ = 11 мм, длина l = 180 мм.

      Проверка  на смятие:

              

      Подшипники. Осевые нагрузки отсутствуют. Но на ведущем вале есть вероятность перекоса оси. Поэтому рекомендуется здесь в качестве подшипников использовать самоустанавливающиеся радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники. А на оси можно использовать радиальные роликовые подшипники.

      Число оборотов барабанов, с учетом реальной линейной скорости, равно:

             мин^-1

      Это значение больше 1 мин^-1 – следовательно основной характеристикой будет служить динамическая грузоподъемность.

      Так как присутствует только радиальная нагрузка, эквивалентная нагрузка будет  определяться по формуле: