Проектування скребкового конвеєра з низькими скребками для транспортування пшениці

Зміст Реферат

1. Розрахунок основних параметрів машини

1.1 Розрахунок та вибір робочого та тягового органу

1.2 Тяговий розрахунок

1.3 Кінематичний розрахунок

2. Розрахунок основних вузлів машини

2.1 Розрахунок приводного вала конвеєра

2.2 Розрахунок натяжного пристрою

2.3 Підбір підшипників

2.4 Вибір та розрахунок шпонкового з'єднання

2.5 Розрахунок запобіжної муфти

2.6 Вибір компенсуючої муфти

2.7 Вибір елементів машини (рама і колісний хід і т.д.)

Висновки Список використаної літератури

Реферат

Скребкові конвеєри використовують для транспортування сипких, зернистих матеріалів і коренеплодів у горизонтальному напрямі і під кутом близько 15° до горизонту. їх широко застосовують на зернових токах і елеваторах, у кормоцехах тваринницьких ферм, на комбікормових заводах, для видалення гною в корівниках, а також як зернонавантажувачі. За універсальністю застосування вони займають одне з перших місць серед машин безперервної дії, а за довжиною робочого органу їхня довжина приблизно на порядок більша ніж, стрічкових конвеєрів.

Вантаж транспортується у верхньому або нижньому жолобі скребками, прикріпленими до спеціальних ланок одного або двох втулково-роликових, тачкових або блочних ланцюгів. Конвеєр завантажують через завантажувальний бункер або скребковим живильником з купи. Розвантажують його через розвантажувальні вікна. Приводна станція скребкових конвеєрів така сама, як і пластинчастих, натяжних пристроїв — з гвинтовим натягуванням ланцюгів. Незавантажена частина конвеєра спирається на сталевий чи дерев’яний настил або вільно провисає. Продуктивність скребкових конвеєрів — до 100−150 т/год.

Скребкові конвеєри бувають стаціонарні, пересувні, переносні, розбірні, підвісні, а також вмонтовані у більш складні машини. В залежності від форми скребків, вони бувають: з суцільними та контурними скребками; а в залежності від розмірів — з високими скребками та низькими. Окрему групу складають трубчасті скребкові конвеєри, які можуть мати просторову трасу.

Тяговим органом скребкових конвеєрів є ланцюги (інколи канати та стрічки). Коли тяговим органом є ланцюг, то крок скребків повинен бути кратним кроку ланцюга.

В залежності від форми траси, скребкові конвеєри розділяють на горизонтальні, нахилені, вертикальні та комбіновані. їх виконують з однією або двома (верхня та нижня) робочими вітками, односторонньої дії та реверсивними. За кількістю ланцюгів тягового органа конвеєри бувають одноі дволанцюгові.

До позитивних ознак скребкових конвеєрів належать: простота конструкції; можливість переміщувати різні вантажі (добре сипучі, борошнисті, хімічно активні) за складними трасами без перевантаження; герметичність.

Недоліками їх є: великий опір руху вантажу волоком; велика витрата енергії (порівняно з стрічковими конвеєрами); велике спрацювання деталей, що взаємно дотикаються під час руху (жолоба, скребків, ланцюгів); а також затиснення частинок вантажу, що викликає підскакування скребків та подрібнення вантажів.

Основна відмінність від конвеєрів з високими скребками полягає у формі скребків, а також у формі поперечного перерізу жолоба. Вантаж у жолобі такого конвеєра переміщується цільним шаром висотою у два — шість разів більшою за висоту скребка. Це можливо тільки при умові, якщо сили тертя між вантажем та ланцюгом і скребками, а також опір проходження скребків через вантаж більший від сили тертя вантажу об стійки та дно жолоба. Інколи конвеєр може мати два герметичних жолоба, в яких роздільно переміщується вантаж у різних напрямках. Конвеєри з низькими скребками мають більш круті кути нахилу — до 60°, довжину — до 100 м, продуктивність до 500 т/год. Вони застосовуються для транспортування самих різних добре сипких, зернистих та мілкошматкових вантажів. Конвеєри з низькими скребками мають ширину жолоба 90−1000 мм і швидкість транспортування 0,1−0,4 м/с. Конвеєри з жолобом шириною до 320 мм включно виготовляють одноланцюговими, більше 320 мм — дволанцюговими.

До переваг таких конвеєрів слід віднести герметичність, велику продуктивність, незначне дроблення вантажу, можливість переміщення вантажів при великому нахилу траси. Недоліками конвеєрів суцільного волочіння є велика витрата енергії та інтенсивне зношення ланцюга і жолоба.

1. Розрахунок основних параметрів машини

скребковий конвеєр підшипник колісний

1.1 Розрахунок та вибір робочого та тягового органу

Вихідні дані:

Середня продуктивність: Пср=1100 Кн/год Вантаж що транспортується — пшениця Об'ємна маса вантажу: гВ — 7 кН/м3

Кут нахилу конвеєра: в — 0,4 рад = 23°

Швидкість транспортування V=0,4м/с Геометричні параметри: L=15м Коефіцієнт нерівномірності завантаження, Кн=1.2

Рисунок з технічного завдання Рис. 1.1. Схема транспортера Визначення ширини жолоба: Для визначення ширини жолоба конвеєра використаємо [1.ф. 3.55]

Попередньо розраховуємо площу поперечного перетину шару вантажу:

А=П/3600*V* гВ*KZ

де П — розрахункова продуктивність: П = Пср*Кн = 1100*1.2=1320кН/год V — швидкість транспортування вантажу, згідно рекомендацій [1.ст.17, ст.97]

приймаємо V = 0,4м/с.

KZ — сумарний коефіцієнт продукції:

KZ = K1* K2* K3* K4 = 0,9*1,1*0,8*0,8=0,63 згідно рекомендацій [1.ст 97]

приймаємо K1 = 0,9; K2 = 1,1; K3 = 0,8; K4 = 0,8.

А = 1320/3600*0,4*7*0,63 = 0,21 м²

Приймаємо основний розмір жолоба Вж = 0,65 м Висота вантажу [1.ф. 3.56]

h = (0.3…0,6)* Вж = (0,3…0,6)*650 = 195…390 мм Остаточно висоту шару визначимо з відомої площі

h = А/Вж = 0,21/0,65 = 0,32 м Попередній вибір параметрів ланцюга.

Згідно рекомендацій [1.ст 95] конвеєр матиме два тягових ланцюга. Приймаємо ланцюг типу 2 — втулково-роликовий.

Крок скребків приймаємо:

tc = 0.5* Вж = 0.5*0.65 = 0.325

Крок ланцюгів приймаємо:

Pt = tc = 320 мм Для попереднього вибору ланцюга необхідно приблизно визначити потужність на приводному валу конвеєра [1.ф. 3.60]

P = e*П*L*c+П*Н/3670*з0

е — питома енергомісткість переміщення вантажу, для пшениці

е = 1,8*10−4 [1.ст 98]

L = 15 м — геометричні параметри конвеєра Н = L*tgв = 15*tg 23 = 6.4 м — висота на яку піднімається вантаж з0 = 0.8 — коефіцієнт, [1.ст 98]; с = 1,25 — коефіцієнт, [1.ст 98];

Р = 1,8*10−4*1320*15*1,25+1320*6,4/3670*0,8 = 6,3 кВт Визначимо окружну силу

Ft = 1000*P/V = 1000*6.3/0.4 = 15 750, H

Визначимо розривне зусилля ланцюга [1.ф. 3.61]

Fp = Ft*S = 15 750*(10…20) = 157 500…315 000, H

Вибираємо попередньо ланцюг М224−2-320−2 ГОСТ 588–74, з руйнуючим навантаженням Fp = 224 Кн Визначення погонних навантажень Силу тяжіння вантажу на 1 пог. м. ходової частини конвеєра визначаємо за формулою:

qB = B*h*гB = 0.65*0.3*7000 = 1365 Н/м Погонне навантаження від сили тяжіння ланцюга і скребків [1.ф. 3.54]

q0 = qB*K = 1365*0.7 = 956 Н/м де — К = 0,7 — для дволанцюгових конвеєрів [1.ст. 94]

1.2 Тяговий розрахунок Визначення опору руху і натягів ланцюгів Поділимо трасу конвеєра на характерні ділянки, починаючи з точки збігання ланцюгів з приводних зірочок від точки 1 до точки 4.

Рис. 1.2. Схема траси, поділеної на характерні точки Приймаємо коефіцієнт опору тягового органу w = 0.3 [1. ст. 93], а коефіцієнт пору руху при обгинанні ланцюгами зірочок К = 1,08 [1. ст. 84].

Приймаємо згідно рекомендацій [1. ст. 99] величину мінімального натягу Fmin = 1000 H

Тяговий розрахунок необхідно розпочинати з точки найменшого натягу. Для заданої траси конвеєра найменший натяг можливий у точці 1 або 2. Запишемо умови визначення точки з мінімальним натягом:

L * w < H то Fmin = F2

15*0.3 = 4.5 < 6.4

Мінімальний натяг ланцюгів буде у точці 2.

F2 = Fmin = 1000

Натяг у наступних точках становитиме (Н):

F3 = K * F2 = 1.08 * 1000 = 1080

F4 = F3 + W3−4 = 1080 + 29 960 = 31 040

W3−4 — сила опору завантаженої вітки [1.ф. 3.62]

W3−4 = W1 + W2 + W3 + W4 = 7166+3638+8736+10 420 = 29 960

W1 — сила опору від тертя вантажу по дну жолоба [1.ф. 3.63]

W1 = Вж*h*L* гB*fp = 0.65*0.3*15*7000*0.35 = 7166

f = 0.5 — коефіцієнт тертя вантажу по металу [1.табл. 1.1]

fp = 0.7*f = 0.7*0.5 = 0.35

W2 — сила опору від тертя вантажу по стінках жолоба [1.ф. 3.64]

W2 = 2*(h2/2)* гB*L* fp*Kб = 2*(0.32/2)*7000*15*0.35*1.1 = 3638

W3 — сила опору від переміщення вантажу [1.ф. 3.66]

W3 = Вж*h*гB*H = 0.65*0.3*7000*6.4 = 8736

W4 — сила опору від переміщення вантажів [1.ф. 3.67]

W4 = q0* L*w + q0*H = 956*15*0.3+956*6.4 = 10 420

F1 = F2 + q0* LT*w + q0 + H = 1000−956*15*0.3+956*6.4 = 2816

Визначення окружної сили на приводних зірочках

Ft = Fнб — Fзб + Wnp = F4 — F1 + (F4 + F1)*(К -1) =

= 31 040−2816+(31 040+2816)*(1,08−1) = 30 933 Н

1.3 Кінематичний розрахунок Визначення потужності електродвигуна де — =0,85 [1. ст. 18]

За одержаною потужністю вибираємо найближчий більший електродвигун [1.табл. 2.4] або [2.ст.566] 4А160s6У3

Рд = 11.0 кВт, pд=975 хв-1, Dв=48 мм.

Уточнюємо попередньо вибраний ланцюг.

Fроз = Fmax = F4 = 31 040 Н Руйнівне зусилля, що діє на один ланцюг [1.ф. 3.1]

Fр = Fроз*S*C/Zл = 31 040*10*1,½ = 170 720 Н де S = 10 — коефіцієнт запасу міцності [1.ст. 98]

C = 1,1 — коефіцієнт нерівномірності [1.ст. 67]

Zл = 2 — кількість ланцюгів Попередньо вибраний ланцюг М224−2-320−2 підходить оскільки його

Fp = 224 000 Н, розмір ролика що контактує з зірочкою Dл = d2 = 42 мм.

Визначення розмірів зірочок конвеєра Геометрична характеристика зачеплення [1.ф. 3.12]

л= Pt/Dл = 320/42 = 7,62

згідно рекомендацій [1.ст. 72] при л > 3.5 зірочки виготовляють багатоходовими, у нашому випадку приймаємо двоходову зірочку (m = 2).

Кількість зубців зірочки вибираємо. В залежності від числа ходів [1.ст. 72], Z = 12, при цьому відношення (Z/m) повинне бути дробовим. Діаметр ділильного кола зірочки, у кроках [1.ф. 3.13]

dt = cosec 180/(Z/m) = cosec (180/(12/2)) = 2, а в міліметрах

D = dt* Pt = 2*320 =640 мм Визначення передаточного числа привода Кількість обертів приводних зірочок Передаточне число приводного механізму[1.ф.1.27].

Для привода транспортера застосовуємо трьоступеневий циліндричний редуктор. Приймемо передаточне число редуктора Uр=80, марка редуктора Ц3У-250 з діаметром швидкохідного вала редуктора dшв=30 мм, тихохідного вала редуктора dтв=90 мм [2.том 3 ст.518]

Визначення зусилля натягу натяжного пристрою Зусилля натягу:

Величину ходу натяжного пристрою можна вибрати згідно рекомендацій [1. табл. 3.7]

Рисунок 3 — Схема кінематичного привода Фактична частота обертання приводного барабана Загальний ККД привода:

де ККД елементів приводу [3. табл. 1.1 ст.5]:

· муфти зм=0,99

· циліндричної зубчастої передачі зц. п=0,98

· підшипників кочення зп. к=0,995

Потужність на приводному валу конвеєра:

кВт Крутний момент на валу електродвигуна визначаємо за формулою:

Н· м Крутний момент на приводному барабані

Н· м

2. Розрахунок основних вузлів машини

2.1 Розрахунок приводного вала конвеєра Для виготовлення вала приймаємо сталь 45, твердість 350 НВ [3 том 1 ст.88].

Проектний розрахунок виконується по напруженням кручення. Приймаємо допустимі напруження на кручення =38Н/мм2 [2 том 1 ст.88]

Визначаємо діаметр вала [3 ф.8.16]

приймаємо d1=100мм. Під підшипники 100 мм.

Консольна сила, що діє на приводний вал з боку муфти [ 3. ст.161]

Н Знаходимо реакції в опорах:

Перевірка:

Реакції знайдено вірно.

Визначення значення моментів і побудова епюри.

Мзг = - Fм *х1

х1 = 0 Мзг = 0

х1 = Мзг = -11 013*0,1 = -1101,3 Н Мзг = - Fм*(+х2)-*х2

х2 = Мзг = -11 013*(0,1+0,12)-27 580,8*0,12 = -886,84 Н Мзг = *х3

х3 = 0 Мзг = 0

х3 = Мзг = 14 365,2*0,12 = 1723,82 Н

2.2 Розрахунок натяжного пристрою Визначимо зусилля натягу натяжного пристрою. Зусилля натягу:

Оскільки вісь працює тільки на згин, то знаходимо діаметр з формули:

[2.том 2 ст.9]

Матеріал вісі - сталь, [узг]=4000 кгс· см2=40 кгс· мм2 [2. том 2 ст.22]

Для знаходження згинаючого моменту побудуємо розрахункову схему Рис. 2.3. Розрахункова схема вісі

Знайдемо реакції в опорах:

Н Згинаючий момент в т.1:

Н· м Знаходимо діаметр вісі:

мм.

Приймаємо dв=32мм. Під підшипник 30 мм.

2.3 Підбір підшипників Приводного вала Виходячи із розмірів вала і у мов роботи попередньо приймаємо підшипники шарикові радіальні двохрядні. Тип — 1000.

По діаметру d=100мм приймаємо підшипник 1220 [6. ст.41]

d=100мм

D=180мм В=34мм вантажопідйомність, С=54 400 Н Рисунок 6 — Схема підшипника Використаємо метод підбору підшипників за динамічною вантажопідйомністю. Розрахунок ведемо по більш навантаженій опорі.

Еквівалентне навантаження [3.ф.9.4]

Н, Де V=1(при обертанні внутрішнього кільця) [3. ст.212]

Кб=1,5 [3. таб.9.19], КТ=1 [3. таб.9.20].

Нормальний ресурс підшипника в мільйонах обертів [3.ф.9.1]

млн. об.

Номінальна довговічність в годинах [3.ф.9.2]

год.

Де n — частота обертання приводного барабана натяжного вала Виходячи із розмірів вала і у мов роботи попередньо приймаємо підшипники шарикові радіальні двохрядні. Тип — 1000.

По діаметру d=30мм приймаємо підшипник 1206 [6. ст.41]

d=30мм

D=60мм В=16мм вантажопідйомність, Н Сr=12 200

Рис. 2.4 — Схема підшипника Використаємо метод підбору підшипників за динамічною вантажопідйомністю.

Еквівалентне навантаження [3.ф.9.4]

Н, Де V=1(при обертанні внутрішнього кільця) [3. ст.212]

Кб=1,3 [3. таб.9.19], КТ=1 [3. таб.9.20].

Нормальний ресурс підшипника в мільйонах обертів [3.ф.9.1]

млн. об.

Номінальна довговічність в годинах [3.ф.9.2]

год.

Де n — частота обертання приводного барабана

2.4 Вибір та розрахунок шпонкового з'єднання Для з`єднання валів з деталями, що передають обертання, застосуємо призматичні(зі скругленими торцями) шпонки [3.таб. 8.9] за ГОСТ 23 360– — 78, виготовлені зі сталі 45, яка має узм ?210 МПа.

Розміри шпонок: мм. 3.таб.8.9]

Вал електродвигуна — швидкохідний вал редуктора

d=30; bЧh=10Ч8; t1=5,0; t2=3,3; l=25; lp=l-b=25−10=15.

Визначаємо напруження зминання і порівнюємо з допустимим [3.ф.8.22]

МПа, умова виконана.

Тихохідний вал редуктора — приводний вал конвеєра

d=100; bЧh=28Ч16; t1=10; t2=6,4; l=90; lp=l-b=140−28=112.

МПа, умова виконана.

2.5 Розрахунок запобіжної муфти Для запобігання поломкам приводного механізму при виникненні раптових перевантажень, які перевищують розрахункове навантаження приймаємо муфту, яка автоматично роз'єднує приводну лінію із тяговою. Приймаємо муфту зі зрізним штифтом. Визначаємо величину розрахункового крутного моменту [3.ф.11.1]

Н· м, Де k — коефіцієнт, що враховує умови експлуатації [3.таб.11.3]

Розраховуємо вибрану муфту [3.ст.282].

Матеріал штифта — сталь 45, твердістю HRC 38 — 43, границя міцності на зріз для вказаної сталі МПа; Відстань R від осі вала до осі штифта Приймаємо R=180 мм.

Діаметр штифта визначаємо з умови зрізу його силою Fmax, яка виникає при аварійному навантаженні; Tmax приймаємо на 10% більше Тр, тобто Н· м. Сила зрізу, Н площа поперечного перерізу штифта в місці зрізу [3.ф.11.3]

мм²

Діаметр штифта:

мм.

Приймаємо за ГОСТ 3128– — 70 діаметр штифта 12 мм. Уточняємо розмір R:

мм.

Приймаємо R= 160 мм. Зовнішній діаметр втулки мм.

Рисунок 4 — Запобіжна муфта зі зрізним штифтом

2.6 Вибір компенсуючої муфти Для передачі крутного моменту від вала електродвигуна до вала редуктора застосовуємо муфту пружну з торовидною оболонкою, яку попередньо вибираємо із ГОСТ 20 884– — 82 по крутному моменту

Н· м де к = 1,5 — коефіцієнт, що враховує режим роботи. Приймаємо [3.таб.11.7] Муфту з пружну з зірочкою 125 — 30 — 2 -48 — 2 ГОСТ 14 084– — 76

Рисунок 5 — Муфта пружна з зірочкою

2.7 Вибір елементів машини (рама і колісний хід і т.д.)

Конвеєр складається із наступних елементів:

— приводна станція (електродвигун, редуктор);

— приводний вал;

— натяжний механізм;

— тяговий орган;

— несуча конструкція Раму виготовляють зварною із профільного (Швеллер 20П, 8П ГОСТ 8240–98, кутник L35Ч3 ГОСТ 8509–93) прокату. Використовуються швелер також на опори конвеєра.

Висновки У даній курсовій роботі було спроектовано скребковий конвеєр з низькими скребками для транспортування пшениці.

Довжина конвеєра 15 метрів. Для переміщення вантажу використовуємо скребки шириною 640 мм і висотою 300 м. Продуктивність конвеєра 1000Кн/год. Приводна станція редукторного типу, з трьохступінчастим циліндричним редуктором.

Список використаної літератури

1. М.В. Любін. Механізація транспортуючих робіт. Частина І Транспортуючі машини з тяговим органом — К.-В.: Урожай. 1996 — 191 с

2. В. И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т-6 изд. М. Машиностроение, 1982 г.

3. С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов — 2 — е изд. перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

4. Марон Ф. Л., Кузьмин А. В. Справочник по расчетам подъемно-транспортных машин. Минск, «Высшая школа», 1977 — 270 с.

5. Иванов М. Н., Финогенов В. А. «Детали машин». Москва, «Высшая школа», 2008 — 404 с.

6. Павлище В. Т. «Підшипники кочення. Довідник». Львів, «Львівська політехніка», 2001 — 136 с.