Реферат: Расчет ленточного ковшового элеватора
Министерство образования и науки Украины
Одесский национальный морской университет
Кафедра «ПТМ и МПР»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Расчет ленточного ковшового элеватора
по дисциплине
«Транспортирующие машины»
Принял:
Яременко В.А.
Выполнил
студент ФМП 4к.1гр.
Косевич А.Б.
Одесса – 2008г.
Введение
Элеватор – представляет собой вертикальный ленточный (или цепной) конвейер с ковшами, за счёт непрерывного перемещения которых осуществляется подъём материала. Как правило, конвейер помещают в прямоугольной трубе.
Материал в нижней части элеватора подхватывается ковшами, перемещается вертикально и выгружается через патрубок в горизонтальном направлении в верхней части нории. Ковши идут вниз опрокинутыми.
Основные параметры.Основными параметрами элеваторов являются производительность Q для насыпных грузов или L— для штучных; высота элеватора Н, измеряемая между центрами верхней и нижней звездочек (барабанов, бдоков); скорость и гибкого тягового элемента; мощность Р (кВт) приводного двигателя.
Преимущества и недостатки.Преимуществами элеваторов являются сохранность транспортируемого груза, простота конструкции, надежность при эксплуатации, возможность создания герметичного и звукоизолирующего кожуха, обеспечивающего защиту окружающей среды от пыли и шума, малые габаритные размеры в поперечном направлении, возможность подачи груза на значительную высоту (60… 90 м и более до 200 м), большой диапазон производительности (5 '" 500 м3/ч и до 1000 т/ч). К недостаткам относятся имеющие место отрывы ковшей при перегрузках и необходимость равномерной подачи груза.
Области применения.Элеваторы применяют во многих отрасслях промышленности. На предприятиях пищевой промышленности их используют для транспортирования зерна, муки и других продуктов помола, химической промышленности и промышленности строительных материалов — для перемещения пылевидных, зернистых и кусковых грузов. Элеваторы транспортируют ящики, бочки, барабаны, мешки, детали машин. В крупных библиотеках их используют для подачи книг из книгохранилищ в читальные залы.
Исходные данные для расчета ковшового элеватора
Род груза – известняк мелкокусковый;
Производительность – Q = 500 т/ч;
Высота подъема груза – H= 30м;
Плече захватной части элеватора– L= 5м.
1. Выбор конструкции ковша и тягового элемента
Необходимая погонная вместимость ковшей:
/>
В данной формуле:
Q– расчетная производительность элеватора, Q=500т/ч
v– скорость движения ковшей, исходя из характеристики перегружаемого материала и рекомендуемого типа элеватора. Исходя из высокой производительности конвейера, принимаем максимально допустимую скорость для данного типа груза v= 0,63м/с ([1], табл. 12.5, стр.212);
ψ – коэффициент заполнения ковшей, ψ=0,8 ([1], табл. 12.5, стр.212);
ρ – насыпная плотность груза, ρ≈1,5 т/м3([3], табл. 1.7, стр.31);
/>/>
Принимаем ковш типа С, емкостью 118л. Ширина ковша Вк=800 мм., вылет А=435 мм., высота h=615мм, радиус закругления R=180 с приближенной массой mk=84, погонная масса ковшей qk=168 кг/м.
Предварительно выбираем две тяговые пластинчатые втулочные цепи М1800 (ГОСТ 588-81), с разрывным усилием Fразр=1800 kH, с шагом t=630 мм., погонная масса одной цепи qцепи=73,1 кг/м.
Условное обозначение предварительно выбранной цепи:
Цепь M1800 – 1 – 630 – 1 ГОСТ 588–81
Модель тяговой цепи указана в приложении
Предварительно выбираем тяговую звездочку, исходя из выбранной цепи. По ГОСТ 592 – 81 принимаем звездочку, с числом зубьев z=15, диаметром делительной окружности D=t·d=630·2,3048=1452 (мм), где dкоэффициент, зависящий от количества зубьев звездочки на один шаг цепи ([2], прил. LXXXIX, стр.556).
Чертеж тяговой звездочки указан в приложении.
Погонная масса ходовой части:
/>
Погонная масса транспортируемого груза:
/>([5], форм. 7, стр.34).
2. Расчет элеватора методом тягового обхода
Определим тяговое усилие элеватора методом обхода по его контуру. Разобьем трассу конвейера на отдельные участки, пронумеровав их границы в соответствии с точками натяжения цепи элеватора. Определим натяжение цепей в отдельных точках трассы конвейера. Обход начинаем с точки 1 (точка наименьшего натяжения), натяжение цепей в которой обозначается F1. Натяжение в каждой последующей точке равно сумме натяжения в предыдущей точке и сопротивления на участке между этими точками при обходе по ходу движения тягового органа:
Fi+1 = Fi+ Fi…(i+1)
/>
Обход контура элеватора начинаем с точки 1. Минимальное натяжение для цепных элеваторов со звездочками примерно определяем из условия нормального зачерпывания груза:
/>
Натяжение в точке 1 принимаем числено равным по рекомендуемому значению натяжения звездочки в данной точке, то есть F1=11(kH).
Между точками 1 и 2 происходит обход цепи по звездочке, следовательно натяжение в точке 2:
F2=kОБХ·F1=1,1·11=12,1 (kH),
--PAGE_BREAK--где kОБХ – коэффициент обхода цепи по звездочке.
Между точками 2 и 3 находится прямолинейный горизонтальный участок длиной L=5 м., следовательно натяжение в точке 3:
F3=F2+WГОР= F2+qХ.Ч.·g·L=12,1+314,2·g·5·10-3=12,1+15,4=27,5 (kH).
На участке 3 – 4 цепь обходит натяжное устройство, натяжение в точке 4:
F4=kОБХ·F3=1,1·27,5=30,25 (kH).
Между точками 4 и 5 находится горизонтальный прямолинейный участок, на котором происходит зачерпывание известняка ковшами и его перемещение, это стоит учитывать при определении усилия на данном участке.
F5=F4+W’ГОР+WЗАЧ=F4+(qХ.Ч.+qП)·g·L+qП·g·L·kЗАЧ=30,25+(314,2+225)·g·5·10-3+ +225·g·5·1,2·10-3=30,25+26,95+13,3=70 (kH).
В данной формуле kЗАЧ – коэффициент зачерпывания ([1], табл. 12.10, стр.215).
Между точками 5 и 6 происходит обход цепи по звездочке, следовательно натяжение в точке 6:
F6=kОБХ·F5=1,1·70=77 (kH).
Участок между точками 6 и 7 – вертикальный, по которому происходит перемещение груза.
F7=F6+WВЕТВ=F6+(qХ.Ч.+qП)·g·H=77+(314,2+225)·g·30·10-3=77+158,7=235,7 (kH).
В точке 8 происходит разгрузка груза, цепь обходит натяжную звездочку, так же учитывается провисание гибких элементов.
F8=kОБХ·F7+qХ.Ч.·g·H=1,1·235,7+314,2·g·30·10-3=260+92,5=352,6 (kH).
Точка F8является последней точкой, при обходе контура, следовательно усилие в данной точке максимальное, и равно набегающему усилию на приводной вал, F8= FСБ
/>
В цепном элеваторе при определении расчетного усилия в цепи должно учитываться динамическое усилие.
/>
Динамическое усилие в цепи для элеватора с пластинчатой цепью определяется по формуле:
/>
В данной формуле:
/> – все неравномерно движущейся ходовой части и транспортируемого груза, по всему периметру тягового устройства,
/>
z– число зубьев звездочки, z=15;
t– шаг цепи, t=630мм.
/>
/>
Расчетное натяжение одной цепи, для двухцепного тягового органа:
/>
Разрушающая нагрузка цепи:
/>,
где K– коэффициент запаса прочности цепи, при условии наличия как горизонтальных так и вертикальных участков элеватора.
Данное значение разрушающей нагрузки удовлетворяет параметрам предварительно выбранной цепи.
3. Выбор компонентов привода конвейера
Мощность на приводном валу конвейера определяется по формуле:
/>([1], форм.8.9, стр.162), где ηП.В. – КПД приводного вала, ηП.В.=0,95
/>
Мощность привода конвейера:
/>([1], форм.6.21, стр.145).
В данной формуле:
k – коэффициент запаса, k=1,2;
η – КПД передач от двигателя к приводному валу, η=0,96 ([1], табл.5.1, стр127), в предложении, что в приводе будет использоваться двухступенчатый цилиндрический редуктор.
/>(кВт)
Из каталога ([1], табл. III.3.1, стр302) выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый, защищенный, типа 4AH355S6Y3 (ГОСТ 19523-81) номинальной мощностью PДВ=200кВт, частотой вращения n=985мин-1, угловая скорость ротора двигателя />(рад/с), момент инерции ротора Iр=7,8 кг·м2, кратность максимально момента ψп=1,0 номинальный момент на валу двигателя />(H·м).
Частота вращения приводного вала конвейера:
/>мин-1
Необходимое передаточное отношение привода:
/>
Так как полученное передаточное отношение значительно больше, нежели рекомендуемое для редукторов необходимой мощности, то принимаем конструкцию привода, схема которой предоставлена ниже.
/>
Передаточное отношение распределяем между редуктором и открытой зубчатой передачей u=up·uЗП. Редуктор предварительно примем типа Ц2, с передаточным числом up=31,5, следовательно передаточное число открытой передачи
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
Определяем мощность на тихоходном валу редуктора:
/>(кВт),
где />– КПД открытой зубчатой передачи.
Угловая скорость тихоходного вала редуктора:
/>(рад/с).
Необходимый момент на тихоходной ступени редуктора:
/>(кН·м).
Из каталога выбираем редуктор цилиндрический трехступенчатый Ц2-1000 из каталога ([7], т2, табл. V.1.43) выбираем редуктор Ц2-1000, со следующими характеристиками: up=31,5, вращающий момент на тихоходном валу MТИХ=65 кН·м, при частоте вращения быстроходного вала nБ.В.=985 мин-1и весьма тяжелом режиме работы (ПВ=65%), диаметр выходного вала dТ.В.=220мм.
Пересчитываем вращающий момент для непрерывной работы редуктор:
/>(кН·м)
Данное значение вращающего момента удовлетворяет необходимому моменту на тихоходной ступени, МТ.В.<М’ТИХ→45,1<50.
Между электродвигателем и редуктором устанавливаем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом. Расчетный момент, для выбора муфты:
Мрасч=МНОМ·k1·k2=1939,1·1,55·1,2=3606(Н·м), где k1– коэффициент, учитывающий степень ответственности, k2– коэффициент условия работы. По каталогу ([7], т2, табл. V.2.41) принимаем муфт со следующими характеристиками: МК=4000 Н·м, IМУВП=6,9 кг·м2, m≤115кг. Устанавливаем на данную муфту тормозной шкив. Чертеж выбранной муфты указан а приложении.
Уточним скорость элеватора, исходя из полученного передаточного числа:
/>(м/с) ([1], форм.8.16, стр.164).
Уточним производительность элеватора:
/>(т/ч) ([1], форм.12.29, стр.219).
Фактическая производительность удовлетворяет заданной, т.к. допускаемое отклонение ±10%
4. Проектирование приводного вала и подшипниковых узлов
Приводный вал цепного элеватора примем изготовленный из стали 45 нормализированной, с пределом прочности σВ=700Мпа, допускаемым напряжением на кручение [τК]=20МПа.
Угловая скорость на приводном валу
/>(рад/с).
Крутящий момент на приводном валу
/>(кН·м)
Рассчитываем вал на усилия от изгиба и кручения.
Статическая нагрузка, действующая на приводные звездочки, а следовательно и на вал, численно равна:
FСТ=2·qХ.Ч.·g·H+qП·g·H=2·314,2.·g·30·10-3+225·g·30·10-3=251,2 (kH).
Статическая нагрузка, действующая а одной звездочке, или подшипнике:
/>(кН).
Исходя из полученной нагрузки, спроектируем эпюру изгибающих, при условии, что расстояние между звездочкой и подшипниковым узлом равно 100мм.
По моменту на приводном валу построим эпюру крутящих моментов, действующих на вал.
/>
Так как крутящий момент значительно больше изгибающего, то определим диаметр вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:
/>(мм) ([8], форм. 8.16, стр.161).
Для обеспечения некоторого запаса прочности, принимаем диаметр выходного вала dВ=230мм. Вал, для облегчения монтажа подшипниковых узлов и приводных звездочек, делаем ступенчатым, каждая последующая ступень которого больше в диаметре на 10мм.
Современные тенденции машиностроения требуют установки более качественной продукции. Выбираем пару сферических роликоподшипников, производства фирмы SKF, типа СС, с цилиндрическим отверстием. Параметры выбранного подшипника ([9], стр.724):
Внутренний диаметр di=240мм, внешний диаметр d=320мм, ширина подшипника В=60мм, номинальная частота вращения, динамическая грузоподъемность С=564кН, статическая грузоподъемность С=1160кН, пограничная нагрузка по усталости Pu=98кН, номинальная частота вращения nНОМ=1700 об/мин, придельная частота вращения nПР=2000 об/мин, масса подшипника m=13,5 кг.
продолжение--PAGE_BREAK--
Условное обозначение выбранного подшипника:
SKF23948 CC/W33.
Определяем номинальную долговечность выбранного подшипника в часах:
/>(часов)
5. Проектирование открытой зубчатой передачи
Определим модуль цилиндрической передачи:
/>([8], форм. 3.23, стр.41).
В данной формуле:
KF– коэффициент нагрузки, принимаем KF=1,5;
YF– коэффициент, учитывающий форму зуба, принимаем YF=3,61;
/> – пределвыносливости, для марки стали 40Х и объемной закалки, принимаем />=550МПа;
/> – коэффициент зависимости ширины зуба от модуля, принимаем />=20;
z1– количество зубьев в шестерне, z1=70;
/>
Из конструктивных соображений, для удобства установки шестерни на тихоходный вал редуктора, принимаем модуль цилиндрической зубчатой передачи m=4.
Количество зубьев в колесе z2=uЗП·z1=3,63·70=254,1, принимаем z2=254.
Межосевое расстояние передачи:
aw=0,5·m·(z1+z2)=0,5·4·(70+254)=648(мм)
Данных пареметров необходимо и достаточно, для проектирования цилиндрической зубчатой передачи.
Шестерню выполняем штампованной, колесо – литым.
Основные параметры элементов проектируемой передачи:
Параметры
Шестерня
Колесо
Делительный диаметр
d1=m·z1= 4·70=280(мм)
d1=m·z1= 4·254=1016(мм)
Диаметр окружности вершин зубьев
da1=d1+2·m=280+2·4= =288(мм)
da1=d1+2·m=1016+2·4= =1024(мм)
Диаметр окружности впадин зуба
df1=d1-2,5·m=280-2,5·4= =270(мм)
df1=d1-2,5·m=1016-2,5·4= =1006(мм)
Ширина венца
b=m·ψbm= 4·20=80(мм)
Диаметр ступицы
dCT2=1,6·dB= =1,6·230=368(мм)
Длина ступицы
lCT2=1,25·dB= =1,25·230=290(мм)
Толщина обода
d1=4·m≈20(мм)
Толщина диска
C=0,3·b=0,3·80=20(мм)
Диаметр центровой окружности
d02=0,5·(df2-2·δ+dCT2)= =0,5·(1006-2·20+ +368)=667(мм)
Диаметр отверстий
dОТВ2=0,25·(df2-2·δ-dCT2)= =0,25·(1006-2·20-368)= =149,5(мм)
продолжение--PAGE_BREAK--
6. Пуск и остановка элеватора
Проверим двигатель на достаточность пускового момента по продолжительности пуска. Время пуска элеватора:
/>
([1], форм.5.40, стр.127).
В данной формуле:
δ – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода, δ=1,2;
I– момент инерции ротора двигателя и муфты,
I=IP+IМУВП=7,8+6,9=14,7 (кг·м2);
n– частота вращения двигателя, n=985мин-1
η – КПД, учитывающий КПД подшипников узлов, открытой зубчатой передачи, редуктора и муфты, η≈0,85;
ky– коэффициент, учитывающий упругость тягового органа, для цепей конвейеров малой длины ky=0,95;
kc– коэффициент, учитывающий уменьшение скорости вращающихся частей конвейера относительно скорости тягового органа, для цепных конвейеров kc=0,6;
MСР.П– средний пусковой момент двигателя. Для двигателей с короткозамкнутым ротором:
/>([1], форм.1.90, стр.36),
где 0,852– коэффициент, учитывающий возможность работы при падении напряжении в цепи до 85% от нормального.
/>(Н·м);
МС– момент статических сопротивлений на валу двигателя,
/>(Н·м) ([1], форм.5.42, форм.5.43, стр.128)
/>
Полученное значение удовлетворяет рекомендуемому времени пуска.
Момент статических сопротивлений на приводном валу элеватора, необходимый для предотвращения его обратного хода:
/>([1], форм.5.39, форм.5.39, стр.127),
где k– коэффициент возможного уменьшения сопротивления конвейера, для цепного элеватора k=0,5.
/>
Так как данное значение меньше нуля, то тормоз или останова в конструкции привода элеватора не требуется.
Но поскольку данный элеватор, по технологическому процессу, находится в постоянном движении, то для исключения аварийных ситуаций, связанных м перемещением гибкого элемента с ковшами без производственной необходимости, на быстроходном валу редуктора устанавливаем тормоз, который будет предупреждать несанкционированные рабочие движения элеватора. Выбираем тормоз, конструктивно совместимый с выбранной упругопальцевой муфтой.
Из каталога ([7], т2, табл. V.2.23) принимаем тормоз колодочный с гидровлическим толкателем ТКГ-500, со следующими характеристиками: МТ=2500Н·м, Dшк=500мм, Ншк=200мм, δ=8мм, tторм=0,50с, tраст=0,40с, m=155кг; тип толкателя ТГМ-80.
7. Расчет натяжного устройства и направляющих устройств
Данный элеватор, по технологическому процессу, постоянно находится в движении. По этому принципу действия принимаем механическое натяжное устройство.
Выбираем натяжной пружинно-винтовой механизм с центральным расположением винта, ход натяжки lН=800мм. Устанавливаем механизм междуточками 3 и 4. Диаметр звездочек в данном механизме принимаем аналогичный приводным звездочкам.
Крутящий момент в точках 3 и 4:
/>(кН·м)
Вал натяжного устройства, на котором устанавливаются звездочки, примем изготовленным из стали 45 нормализированной, с пределом прочности σВ=700Мпа, допускаемым напряжением на кручение[τK]=20МПа.
По крутящему моменту определим диаметр вала:
/>(мм)
Для обеспечения некоторого запаса прочности, принимаем диаметр вала dB=250мм, данное значение позволяет использовать дубликат пары приводных звездочек в механизме натяжения. Вал делаем ступенчатым, каждая последующая ступень которого больше в диаметре на 10мм.
Из конструктивных соображений, выбираем пару сферических роликоподшипников, производства фирмы SKF, типа СС, с цилиндрическим отверстием. Параметры выбранного подшипника ([9], стр.724):
Внутренний диаметр di=260мм, внешний диаметр d=360мм, ширина подшипника В=75мм, номинальная частота вращения, динамическая грузоподъемность С=880кН, статическая грузоподъемность С=1800кН, пограничная нагрузка по усталости Pu=156кН, номинальная частота вращения nНОМ=1500 об/мин, придельная частота вращения nПР=1900 об/мин, масса подшипника m=23,5 кг.
продолжение--PAGE_BREAK--
Условное обозначение выбранного подшипника:
SKF23952CC/W33.
Определяем номинальную долговечность выбранного подшипника в часах:
/>(часов)
Рассчитываем пружину натяжного устройства.
Расчетное усилие пружины:
/>(кН)
Предельное усилие при полностью сжатой пружине:
FПР=kЗ·FР.П.=1,4·28,875=40,425 (kH) ([2], стр.88),
где kЗ– коэффициент запаса.
Предварительно принимаем пружину 1-го класса, 4-го разряда, изготовленную из стали 60С2А (ГОСТ 13769-86).
Диаметр проволоки пружины из условия деформации при круцении:
/>(мм) ([2], форм.172, стр.88),
где k – коэффициент кривизны,λ – отношение среднего диаметра пружины к диаметру проволоки.
Средний диаметр пружины:
D=λ·d=10·50=500 (мм).
Наименьший зазор между витками в рабочем состоянии:
δ=0,2·d=0,2·50=10 (мм).
Шаг рабочих витков:
t=δ+d=10+50=60 (мм)
Длина пружины в свободном состоянии:
L≈k·D=2·500=1000 (мм), где – коэффициент, который учитывает длину пружины при отсутствии направляющих. Принимаем L=1000мм.
В натяжном устройстве, которое установлено на промежутке 1-2 и 5-6 устанавливаем звездочку, аналогичную приводной, установленную на ось. В данной конструкции применяем подшипник SKF23952 CC/W33.
Литература
1 – «Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин», Кузьмин А.В., Марон Ф.Л., Минск, 1983;
2 – «Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин», Иванченко Ф.К., Бондарев В.С., Киев, 1978;
3 – «Транспортирующие машины», Спиваковский А.О., Дьячков В.К., Москва, 1983;
4 – «Машины непрерывного транспорта», Плавинский В.И., Москва, 1969;
5 – «Машины непрерывного транспорта», Зенков Р.Л., Ивашков И.И., Колобов Л.Н., Москва, 1987;
6 – «Транспортирующие машины: атлас конструкций», Спиваковский А.О., Бржезовский С.М., Дьячков В.К., Кузнецов Л.В., Чусов В.И., Шевлягин А.К., Москва, 1971;
7 – «Гохберг»
8 – «Курсовое проектирование деталей машин», Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П., Москва, 1988;
9 – Общий каталог подшипников SKF, 2008.
10 – «Подьемно-транспортные машины» Александров М.П., Решетов Д.Н., Байков Б.А. Москва 1987