4. Podrobný výpočet trakce

5. Stanovení návrhového napětí tažného prvku

7. Výpočet a výběr převodovky

8. Výběr brzdy

9. Výběr spojek

10. Výpočet hnacího hřídele

11. Výpočet osy napínací stanice

11.1 Výpočet otevřeného ozubeného kola

12.1 Výpočet pružiny

12.2 Výpočet tahových šroubů

Literatura

Úvod

Vysoká produktivita práce moderní podnik je nemožné bez řádně organizovaných a spolehlivě fungujících dopravních prostředků. Při zpracování velkých objemů nákladu je vhodné používat průběžná zařízení a stroje. Mezi ně patří dopravníky různé typy a pro různé účely. Dopravníky jsou nedílnou a nedílnou součástí mnoha moderních technologických postupů– ustavují a regulují tempo výroby, zajišťují její rytmus, pomáhají zvyšovat produktivitu práce a zvyšovat výkon výroby. Stroje na kontinuální dopravu jsou mimořádně důležitou a odpovědnou součástí vybavení moderního podniku, na jehož provozu do značné míry závisí úspěšnost jeho práce. Tyto stroje musí být spolehlivé, odolné, odolné, snadno použitelné a schopné automatického provozu.

V projektu kurzu byl navržen šikmý deskový dopravník o výkonu 400 t/h s vodorovnou částí 50 metrů a šikmou částí 20 metrů, určený pro přepravu malých dílů volně ložených.

Návrhová část ukazuje pohon, napínací zařízení, nakládací násypku a celkový pohled na dopravník.

Byly vyrobeny potřebné výpočty, včetně výpočtu konstrukčních parametrů dopravníku (šířka podlahy, průměry hřídelí atd.), výpočet pevnosti všech nejkritičtějších prvků dopravníku, stanovení zatížení hřídelí, výběr motoru a převodovky, výpočet napínáku a další výpočty.

1. Stanovení základních parametrů

Pojďme určit vlastnosti přepravovaného nákladu.

Průměrná velikost kusů malých dílů; objemová hmotnost nákladu; úhel sedání zátěže v klidu a v pohybu; koeficient tření zatížení na ocelové palubě; úhel tření mezi nákladem a kovovou podlahou.

Pro dané podmínky volíme dvouřetězový dopravník obecný účel s dlouhočlánkovými tažnými listovými řetězy a řetězovými koly s malým počtem zubů. S ohledem na to akceptujeme rychlost dopravníku.

Objemová produktivita odpovídající produktivitě návrhu je

2. Výběr typu podlahy a určení její šířky

S ohledem na parametry nákladu vybíráme boční palubu, protože pouze dopravníky s boční plošinou jsou vhodné pro přepravu sypkého nákladu.

Pojďme určit design podlahy.

S hladkou podlahou;

Podmínka nesplněna

Pro vlnité podlahy

Podmínka je splněna, proto volíme střední typ boční vlnité podlahy (obr. 1).

Rýže. 1. Zvlněná boční palubka.

Určíme výšku stran. . Přijímáme

Najděte požadovanou šířku podlahy.

kde je produktivita, t/h;

Rychlost dopravníku, m/s;

Úhel sklonu zátěže (drcený kámen) v klidu;

Koeficient úhlu sklonu dopravníku, ;

Výška vrstvy nákladu po stranách, m;

- koeficient využití výšky bočnice.

Vzhledem k tomu, že se jedná o středně velký náklad, není nutné kontrolovat granulometrické složení nákladu.

Ze série GOST 22281-76 bereme nejbližší větší hodnotu šířky podlahy.

3. Přibližný výpočet trakce

kde je počáteční napětí řetězu, N;

Lineární zatížení od podvozku dopravníku, N/m;

Pro kov

podlaha

A – empirický koeficient

Součinitel odporu proti pohybu podvozku na rovných úsecích.

Pro válečky na valivých ložiskách;

Určíme sílu lomu

Na základě zjištěné síly vybíráme řetěz dle GOST 588-81 M450 s maximálním mezním zatížením 450 kN, stoupání .

a) Výběr koeficientů odporu proti pohybu pásu

S přihlédnutím k provozu za průměrných podmínek dle tabulky. 2.6 akceptujeme koeficient odporu proti pohybu na kluzných ložiskách. Koeficienty odporu při ohybu kolem deflektorů: při úhlu ohybu a při .

b) Určení bodu s nejnižším napětím tažného prvku

Nejnižší napětí tažného prvku bude ve spodním bodě 2 nakloněné části, protože

c) Určete napětí v charakteristických bodech trasy. Nejnižší napětí tažného prvku bude v dolním bodě 2 (obr. 2).

Rýže. 2. Trasa dopravníku

Akceptujeme napětí v bodě 2. Při objíždění trasy z bodu 2 ve směru pohybu povrchu vozovky určíme:

Pro určení napětí v bodě 1 provedeme reverzní bypass:

Stanovení návrhového napětí tažného prvku

Analogicky k použitým konstrukcím akceptujeme tažný prvek sestávající ze dvou rovnoběžných lamelových řetězů s roztečí ; hnací řetězové kolo s počtem zubů.

.

Pro dané uspořádání dopravníkové trasy je maximální napětí tažného prvku .

Dynamickou sílu určíme pomocí vzorce (2.88)

kde je koeficient zohledňující interferenci elastických vln; - koeficient účasti na oscilačním procesu hmotnosti přepravovaného nákladu (at ); - koeficient účasti na oscilačním procesu pojezdu dopravníku (s celkovou délkou vodorovných výstupků větví dopravníku );

Hmotnost nákladu na dopravníku, kg;

Hmotnost podvozku dopravníku, kg;

Počet zubů hnacího řetězového kola;

Rozteč trakčního řetězu, m.

Pak dostaneme:

Protože je mez pevnosti menší než u vybraného řetězu, nakonec se spokojíme s M1250.

6. Stanovení výkonu a výběr motoru

Tažná síla na hnací ozubená kola

S bezpečnostním faktorem a účinností pohonu, výkonem motoru

Na základě získané hodnoty výkonu vybereme motor řady 4A280S6У3:

,.

Určení točivého momentu na hnací hřídeli

.

7. Výpočet a výběr převodovky

Určení rychlosti otáčení hnacího hřídele

.

Průměr ozubeného kola

.

Určení převodového poměru pohonu

.

Protože převodový poměr je vysoký, je zapotřebí další redukční převod. Jako přídavnou převodovku používáme otevřenou jednostupňovou převodovku. Doporučený převodový poměr pro takovou převodovku není větší než 5.

Proto

.

8. Výběr brzdy

Brzda je instalována na hnací hřídeli, což výrazně snižuje velikost brzdného momentu.

Určete brzdný moment (3.81)

kde je moment na hnací hřídeli,

Určíme moment ozubeného kola

Průměr rozteče řetězového kola.

Vybíráme brzdu TKG čelistového typu s elektrohydraulickými tlačníky TKG-300.

9. Výběr spojek

Mezi elektromotor a převodovku instalujeme elastickou spojku objímka-čep. Jmenovitý moment spojky se rovná momentu na hnací hřídeli elektromotoru

Návrhový moment spojky

Volíme elastickou spojku čep-objímka s brzdovou kladkou MUVP - T 710, se jmenovitým kroutícím momentem 710 Nm a průměrem brzdové kladky 300 mm.

10. Výpočet hnacího hřídele

Hnací hřídel se ohýbá v důsledku bočních zatížení způsobených napětím řetězu a kroucením od momentu přenášeného na hřídel pohonem.

Určete okamžik:

.

Maximální ohybový moment:

Ohybový moment před nábojem:

Určíme průměr náboje:

Pojďme určit průměr čepu:

S přihlédnutím k vypočteným údajům navrhujeme hřídel s přiřazením průměrů podle běžného rozsahu velikostí. Pro účely sjednocení předpokládáme, že průměry hřídele v podpěrách jsou stejné a rovnají se většímu: 200 mm.

Materiál hřídele - ocel 45:

Určete průměr průřezu hřídele pod řetězovými koly

S přihlédnutím k zeslabení profilu perovou drážkou zvětšíme průměr hřídele o 10 %

Průměr hřídele pod ozubenými koly bereme na 120 mm.

Protože celkový převodový poměr je velký a rovný 100, pak je zapotřebí další redukční převod, instalovaný mezi převodovku a hnací hřídel. Jako přídavnou převodovku používáme otevřenou jednostupňovou převodovku. Doporučený převodový poměr pro takovou převodovku není větší než 5.

Vezměme průměr roztečné kružnice ozubeného kola a minimální počet zubů ozubeného kola.

Ozubený modul

Vezměme mm;

Průměr roztečné kružnice ozubeného věnce

Počet zubů ozubeného věnce

Roztečný průměr ozubeného věnce

která je velikostně přijatelná.

Středová vzdálenost

Šířka ozubeného věnce

kde 0,1–0,4 je koeficient šířky ozubeného kola.

12. Výpočet napínacího zařízení

Vybíráme napínací zařízení pružinových šroubů, protože... Délka dopravníku je více než 20 metrů.

Stanovení napínací síly a zdvihu napínacího zařízení.

Tažná síla je

Zdvih napínáku je nastaven v souladu s doporučeními 1,5 rozteče řetězu

12.1 Výpočet pružiny

Obr.3. Schéma napínáku.

Návrhová síla v jedné pružině s přihlédnutím k rovnoměrnému rozložení zatížení:

kde je bezpečnostní faktor.

Materiál pružiny ocel 65G (GOST 1050-85).

Průměr tyče se zjistí z pevnostního stavu tlačné pružiny

,

Kde - koeficient v závislosti na indexu pružiny;

Počáteční průměrný průměr, m;

Přípustné torzní napětí pro drátěný materiál. Pa;

,

kde je mez torzní únosnosti;

Coef. bezpečnostní;

Coef. koncentrace smykového napětí.

Určete střední průměr pružiny

Určete počet otáček na základě daného ponoru

kde je smykový modul,

Pracovní zdvih pružiny.

Celkový počet závitů určujeme s přihlédnutím k broušení konců pružiny při vytváření nosných ploch:

zatáčky.

Délka pružiny před dotykem závitů

Délka nezatížené pružiny

Vnější průměr pružiny

Vnitřní průměr pružiny

Otočte hřiště

.

12.2 Výpočet tahových šroubů

Průměr šroubu určíme z podmínky, že napětí vznikající v materiálu šroubu jsou menší než maximální přípustná pro daný materiál šroubu. Materiál šroubu: ocel 40X.

Šroub je zatížen axiální tlakovou silou, proto

,

kde jsou napětí vznikající v materiálu šroubu, Pa;

Maximální dovolené napětí v tlaku, Pa

;

Náměstí průřez vnitřní šroub

průměr závitu, N.

.

Předpokládáme, že vnitřní průměr závitu šroubu je 50 mm.

Literatura

1. Dopravníky: Adresář/R. A. Volkov, A. N. Gnutov, V.K. Dyachkov a další pod generálním vedením. vyd. Yu.A. Pertena. L.: Strojírenství, katedra Leningrad, 1984. 367 s.

2. Spivakovskij A.O., Dyachkov V.K. Přepravní stroje: Učebnice. manuál pro vysoké školy strojního inženýrství. – 3. vyd. , zpracováno – M.: Strojírenství, 1983. – 487 s., ill.

3. Zenkov R. L. a kol. Průběžné dopravní stroje: Učebnice pro vysokoškolské studenty oboru "Zdvihací a dopravní stroje a zařízení" / R. L. Zenkov, I. I. Ivaškov, L. N. Kolobov, - 2. vyd., přepracováno. a doplňkové – M.: Strojírenství, 1987. – 432 s.: ill.

4. Anuriev V.I. Příručka strojního konstruktéra. Ed. 4., revidovaný a dodatečný. Rezervovat 2.M., "Strojní inženýrství". 576 str.

5. Shubin A. A. Výpočet deskového dopravníku: Směrnice. – Vydavatelství MSTU im. N. E. Bauman, 2004. – 28 s.

KALKULAČNÍ PRÁCE

DESKOVÝ DOPRAVNÍK

1.1 Účel díla

Prostudujte si návrhy obecná informace, principy činnosti dopravníků a způsoby stanovení základních parametrů.

1.2 Definice zástěrového dopravníku

Říká se jim transportéry technické prostředky nepřetržitý provoz pro přesun volně loženého a kusového zboží po určitých lineárních trasách. Dělí se na dopravníky a zařízení potrubní doprava.

Podle principu činnosti se rozlišují dopravníky, u kterých se náklad pohybuje v důsledku mechanického kontaktu s dopravním prvkem (pás, deska, vědro, škrabák, šnek, válečky), a pneumatická dopravní zařízení, u kterých pohyb volně loženého nákladu se provádí gravitací nebo proudem stlačeného vzduchu.

Deskový dopravník je dopravní zařízení s nosným plechem z ocelových plátů připevněným k řetězovému tažnému prvku.

Při dopravě materiálů s ostrými hranami (pro podávání velkých kusů kamene do drtičů) se používají deskové dopravníky, u kterých jsou tažným prvkem dva nekonečné řetězy, které obíhají hnací a napínací řetězová kola. K tažným řetězům jsou připevněny kovové desky, které se vzájemně překrývají a zabraňují rozsypání materiálu mezi nimi (obrázek 1.2). Přípustný úhel sklonu deskového dopravníku s plochými deskami je menší než u pásového dopravníku, protože úhel tření materiálu nákladu o kov in 2,5÷3,0 krát méně než u gumotextilní pásky. Tvarované desky s příčnými výstupky na pracovních plochách umožňují zvýšit úhel sklonu dopravníku. Deskové dopravníky se také používají k přepravě horkých materiálů, dílů a výrobků v továrnách. stavební konstrukce.

Vlastnosti zástěrových dopravníků:

· tloušťka plechu – od 3 mm

· šířka čepele – od 500 mm

· rychlost webu – od 0,6 m/s

· produktivita – od 250 do 2000 t/h

· montážní úhel – až 45º

Pracovní nástroje zástěrových dopravníků:

· plastová tkanina

· běžící válce

· tažné těleso

· pohonná stanice

napínací stanice

výhody:

· možnost přepravy širšího (ve srovnání s pásovými dopravníky) sortimentu zboží;

· schopnost přepravovat náklad po trasách se strmými sklony (až 35°-45° a s lopatami - až 65°-70°);

· schopnost přepravovat zboží po složité prostorové trajektorii;

· vysoká spolehlivost.

nedostatky:

· nízká rychlost pohybu nákladu (až 1,25 m/s);

· jako ostatní řetězové dopravníky:

· - velká lineární hmotnost dopravníku;

· -složitost a vysoké náklady na provoz díky přítomnosti velkého počtu závěsových prvků v řetězech, které vyžadují pravidelné mazání;

· -vyšší spotřeba energie na jednotku hmotnosti přepravovaného nákladu.

1 – kovové desky; 2 – napínací řetězová kola; 3 – dva nekonečné řetězy; 4 – hnací ozubená kola.

Obrázek 1.2 – Deskový dopravník

1.3 Výpočet hlavních parametrů zástěrového dopravníku

Zástěrový dopravník slouží k přesunu kusového zboží podle této podmínky je nutné vypočítat hlavní charakteristiky prezentovaného dopravníku.

Obrázek 1.9 – Schéma deskového dopravníku

Počáteční údaje:

Deskový dopravník s plochou plošinou bez perliček;

a=400mm – velikost zatížení;

QGR=1,10 kN – hmotnost nákladu;

P=1350 kN/hod – produktivita dopravníku;

L=40 m – délka dopravníku;

Pracovní podmínky jsou obtížné

1.3.1 Určete šířku podlahy VN:

=400+100=500 (mm) (1.1)

Kde: a=400 mm– specifikovaná velikost nákladu;

A = 100 mm– okraj šířky podlahy.

Rychlost čepele υ , m/sec, zástěrový dopravník se volí podle tabulky 1.10, podle šířky podlahy

rovných 500 mm.

Proto υ =0,4 m/sec.

Jako tažný prvek jsou použity dva deskové skládací řetězy VKG se speciálními lamelami s roztečí t=320 mm(podle tabulky 1.11), podle šířky podlahy VN=500 mm a s mezním zatížením SR= 500 kN.

Tabulka 1.11 – Rozteč listových řetězů

Šířka podlahy, , mm
Rozteč řetězu t, mm

Určete lineární hmotnostní zatížení nákladu q, kN/m:

( ), (1.2)

Kde: P=1350 kN/hod– produktivita dopravníku m ), (1.3)

Kde: QGR=1,10 kN– hmotnost jednoho nákladu;

q=0,9375 kN/m – lineární hmotnostní zatížení.

Přijměte hodnotu kroku tGR, m, zaokrouhleno nahoru. Pak tGR=1,17 m

Lineární zatížení vypočítáme od podvozku dopravníku q K, kN/m, s použitím empirického vzorce pro těžké terasy:

(Typ podlahy

Šířka terasy bez stran,

, m

1.0 nebo více

Snadný Průměrný Těžký

Z tabulky 1.13 vybereme koeficient odporu proti pohybu ω , za předpokladu, že průměr kladky řetězu je větší než 20 mm. Proto ω=0,120.

Akceptujeme nejnižší napětí řetězu v místech, kde vybíhají z hnacích řetězových kol =15,666 (kN), (1.5)

Kde: kN - nejnižší napětí řetězu;

ω=0,120 – koeficient odporu pohybu;

q=0,9375

q K = 0,98

L=40 m– délka dopravníku;

H=0 m– výška zdvihu;

W B– třecí odpor zátěže na pevných stranách, kN, (protože v tomto případě neexistují žádné strany W B=0 );

W P.R.- odolnost nakladače pluhu, kN, (protože plnění se provádí přes koncový buben, pak W P.R=0 ).

Deskové dopravníky se počítají podobně jako pásové dopravníky.

Produktivita je určena vzorcem (192)

Q - 3,6 aFo^Y t

Kde PROTI- leita rychlost dovnitř m! sek

Fo - plocha průřezu okapu v g2; - faktor plnění; U- objemová hmotnost materiálu v kg!/l3.

U desky ve tvaru podnosu může být plocha průřezu materiálu na pásu stejná jako průřez podnosu. Určité nedoplnění vaničky materiálem se zohlední zadáním faktoru plnění |) = 0,7-^0,8 do vzorce. Při výběru šířky pásového dopravníku je třeba vzít v úvahu nejen produktivitu, ale také velikost kusů, jejichž největší lineární velikost by pro snadné nakládání a vykládání neměla přesáhnout V3 šířky zásobníku. Výška stran pásu tácu je určena na základě požadované produktivity dopravníku. Obvykle je to 120-180 mm.

Rychlost pohybu deskového pásu je 0,2-0,6 m! sek v závislosti na konstrukci řetězu a povaze přesouvaného materiálu.

Nejvýhodnější je určit síly v řetězech přístěnového dopravníku a následně výkon motoru v podmínkách, kdy jsou rozměry dílů dopravníku známé chůzí po obrysu.

Napětí běžící větve v bodě / (obr. 108), aby se zabránilo prověšení, se rovná 1000-2000 n (100-200kg).

Pokud je napětí řetězu v bodě / rovno Sb, pak napětí v bodě 2 rovno S., kde S> = Si |- W^o - odpor v oblasti 1 -2

S, ^1–2 k, (207)

G !_g =Q() L(a/cos)