169601 (Мусоросортировочная станция), страница 2

Полученную ширину настила округляем в большую сторону до ближайшего размера по ГОСТ 22281-76.

В итоге необходимая ширина настила составит 1400 мм.

3.2 Расчет производительности конвейера

Рекомендуемая высота бортов по [1, табл. (8.4)] с учетом [1, табл.(8.5)] составит 250 мм.

На настиле с бортами площадь сечения насыпного груза F равна сумме площадей треугольника F₂ и прямоугольника F₃ [3, (5.4)]:

F₂ h₂

h FFF h₃

B_б

F = F2 + F3 = Bбh₂c₂/2 + Bбh₃ = 0.25B²бc₂tgφ + hψ

Где Bб - ширина настила с бортами;

ψ=h₃/h – коэффициент наполнения сечения настила по высоте h бортов (обычно принимают ψ=0.65 – 08).

с₂ – поправочный коэффициент, учитывающий уменьшение площади на наклонном конвейере, равный 0,9 [3,табл.(5.1)].

Производительность (т/ч) конвейера при настиле с бортами [3, (5.5)]:

Q_б=3600Fυρ=3600(0.25B²_бc₂tgφ+B_бhψ)υρ=900В_бυρ(B_бc₂tgφ1+4hψ)

Подставляя все необходимые для расчета данные получим:

Q_б = 900·1,4·0,3·0,179·(1,4·0,9·tg45º + 4·0,25·0,72) =134 м³/ч= 24,4т/ч.

3.3 Определение линейной тяжести настила и груза

Линейную силу тяжести настила с цепями q₀ (Н/м) определяют по данным каталогов завода-изготовителя или по нормативам проектных организаций в зависимости от ширины и типа настила [3,(5.7)], ориентировочно:

q₀=600B+A

где В – ширина настила, м;

А = 1000 – коэффициент, принимаемый по [3, табл. (5.3)].

q₀ = 1,4·600 + 1000 = 1840 Н/м.

Линейная сила тяжести груза определяется по [3, (5.8)]:

q_г=g·Q/3,6·υ=2,73Q/υ,

где Q – производительность конвейера, т/ч;

υ – скорость конвейера, м/с;

В соответствии с [1, табл. (8.3), табл.(8.7)] принимаем скорость ходовой части 0,3 м/с.

q_г = 2,73·24,4/0,3 = 222 кг/м.

Коэффициент ω сопротивления движению настила на прямолинейных участках выбираем из [3, табл.(5.4)] : ω = 0,3 (для катков на подшипниках качения при средних условиях работы конвейера).

1. Тяговый расчет конвейера

3.1.1 Выбор тягового органа

Максимальное натяжение цепей, по которому производится их выбор и определение размеров элементов, рассчитывают путем последовательного нахождения сопротивлений на отдельных участках, начиная от точки наименьшего натяжения. Минимальное натяжение принимают не менее 5% от допускаемого натяжения цепи, выбранного типа, но не менее 500 Н на одну цепь.

Диаграмма натяжения цепи конвейера.

По [3,стр.177]:

Тяговый расчет начинаем с точки наименьшего натяжения. Наименьшее натяжение цепи возможно в точке 1 или в точке 3 (см. диаграмму натяжения цепи); в точке 1 при

q₀·(l₁ + l₂)·ω > H·q₀

и в точке 5 при

q₀·(l₁ + l₂)·ω < H·q₀

(без учета сопротивления на криволинейной направляющей 2-3).

По [3, табл. (5.4)] для средних условий работы при катках на подшипниках качения ω = 0,030.

Тогда q₀·(l₁+l₂)·ω=q₀·(8,459+2,685)·0,3=3,34q₀<4,85q₀

Следовательно, S_min = S₃

Принимаем S₃ = 2000 H

Максимальное натяжение ходовой части находим приближенно по обобщенной формуле [3, (5.9)]:

S_max=1,05{S_min + ω[(q_г+q₀)L + q₀·L] + (q_г+q₀)H}

где L – длина горизонтальной проекции конвейера, м; Н – высота подъема, м.

S_max=1,05{2000+0,3[(222+1840)14,1+1840·14,1]+(222+1840)4,85}= 29931,5 H

При подробном тяговом расчете по отдельным участкам определяем [3, стр.177]:

S₄ = S₃ + q₀l₂ω = 2000 + 1840·0,3·2,685 = 3482,1 H

S₅ = k₁S₄ = 1,08·3482,1 = 3760,7 H

S₆ = S₅ + ω[(q_г + q₀)l6 = 3760,7 + 0,3·(222 + 1840)·2,685 = 5421,6 H

S₇ = k₂S₆ = S₆·e^ωa = 5421,6·2,7^0,3·0,3 = 5421,6·1,09 = 5928,6 H

S₈ = S₇ + (q_г + q₀)(lω+H)=5928,6+(222+1840)(8,459·0,3+4,85) = 21162 H

Сравнение максимального напряжения, полученного по обобщенной формуле (29931,5 Н) и по подробному расчету (21162 Н) показывает, что приближенный расчет дает результат, увеличенный на 30%.

Натяжения в точках 1-3 определяют в обратном порядке:

S₂ = S₃/k₂ = 2000/1,09 = 2180 H

S₁ = S₂ – q₀·l₂·ω + q₀H = 2180 - 1840·2,685·0,3 + 1840·4,85 = 9621,9 H

Тяговое усилие на приводных звездочках [3, стр. 178]:

W = S₈ + S₁ + W_пр = S₈ – S₁ + (S₈ +S₁)·(k₁ - 1) = 21162 – 9621,9 + (21162 + 9621,9)·(1,08-1)

W = 14000 H

По [1, табл.(3.1.10)] в качестве тягового органа принимаем две пластинчатые цепи М с разрушающей нагрузкой 224 кН типа 4 (с катковые с ребордами на катках), с шагом 200 мм, исполнения 2 (разборная цепь со сплошными валиками). [1, параграф 4.4]

Цепь тяговая М224 – 4 – 200 – 2 ГОСТ 588 – 81.

Разрушающая нагрузка 224 кН.

Расчетное усилие на одну цепь определяем по [3,(2.13)]:

S_p1=S_max/C_н=29931,5/1,8=16628,6Н

Где С_н – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между тяговыми цепями; при двух цепях С_н = 1,6 – 1,8 в зависимости от точности изготовления и монтажа конвейера.

По [1,табл. (8.2)] число зубьев звездочек для тяговых цепей z = 8.

Динамическая нагрузка на цепи определяется по [1, (8.11)]:

Где L – длина конвейера, м;

Z – число зубьев ведущей звездочки тяговой цепи;

t – шаг тяговой цепи;

k₁ – коэффициент приведения массы, учитывающий, что не все элементы конвейера движутся с максимальным ускорением, а также – влияние упругости цепи [1, табл. (8.14)].

q_х.ч. – погонная масса ходовой части конвейера кг/м.

q – погонная масса груза (средняя масса груза на 1 м длины загруженного участка конвейера) кг/м.

Приближенно погонную массу ходовой части конвейера можно принять по [1,(8.8)]:

q_х.ч = 60В + К

Где В – ширина конвейера, м;

К = 70 – коэффициент, приводимый в [1,табл.(8.13)].

q_х.ч = 60·1,4 + 70 = 154 кг/м.

Следовательно

3.2 Выбор типа электродвигателя

По [3,стр178] потребная мощность электродвигателя при общем КПД передаточных механизмов привода η = 0,95 и коэффициенте запаса К_з= 1

N = Wυ/1000η = 14000·0,3/1000·0,95 = 4,4 кВт

По [1, табл. (3.3.1)] выбираем электродвигатель марки 4А132М8У3 ГОСТ 19523 – 81 мощностью 5,5кВт с частотой вращения 720мин ^{– 1}, где

4 – порядковый номер серии;

А – вид двигателя (асинхронный);

132 – высота оси вращения;

М – установочный размер по длине станины;

8 – число полюсов;

У – климатическое исполнение (умеренный климат);

3 – категория размещения (эксплуатация в помещениях).

3.3 Определение частоты вращения приводного вала и передаточного числа привода

Частота вращения приводного вала (мин^-1) конвейера определяется по [1, (8.15)]:

n_п.в.= 60υ/п·D₀ = 60υ/z·t

где υ – скорость тягового органа, м/с;

D₀ – диаметр делительной окружности приводной звездочки, м;

z– число зубьев приводной звездочки;

t = 0,2 м – шаг тяговой цепи по [1, табл.(8.6)];

n_п.в. = 60·0,3/8·0,2 = 22,5 мин^-1

Передаточное число привода:

u = n/ n_п.в, где n – частота вращения вала двигателя, мин^-1;

u = 720/22,5 = 32

3.4 Выбор типа редуктора

Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора по [1,(1.101)]:

Рр = Кр Р,

где Кр – коэф., учитывающий условия работы редуктора; по [1,табл.(1.33)]: Кр = 1,0;

Р – наибольшая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма;

Р = 5,5 кВт;

Рр= 1*5,5 = 5,5 кВт.

Из [1, табл. (3.4.13)] по передаточному числу привода и расчетной мощности на быстроходном валу редуктора выбираем редуктор типоразмера Ц2 - 250 с передаточным числом 35,5, имеющем при частоте вращения

750 об/мин мощность Р = 6 кВт. КПД редуктора η = 0,91.

Редуктор Ц2 – 250 – IV – 111Ц.

2. Прочностной расчет

1. Расчет пластины конвейера на прогиб.

F_m

A B

S_p

Y

1,32

Определяем прогиб в вертикальной плоскости от силы тяжести транспортируемого груза.

Где Е – модуль Юнга (Е = 2·10⁵ МПа)

F_m – сила тяжести груза, равная

F_m = q·g·В = 222·9,81·1,4 = 3049H

J – момент инерции, равный

J=b·h³/12

b = 0,4 м – длина одной пластины;

h = 1,4 м – ширина одной пластины.

J = 0,4*1,4³/12 = 0,091 м⁴

Y₁ = (3049·1,32²·1,32²)/(3·2·10⁵·0,091·1,4) = 0,01 м.

Определим прогиб в горизонтальной плоскости от силы S_p:

S_p – натяжение полотна, Н.

S_p=(5…10)(q+q₀)·g·l_p, где

l_p – расстояние между опорами, м.

S_p = 5(142 + 222)·9,81·1,32 = 23567,5 H

Y₂ = (23567,5·0,7²·0,7²)(3·2·10⁵·0,091·1,4) = 0,074 м

Суммарный прогиб составит:

Y = (Y²₁+Y²₂)^1/2

Y = (0,01² + 0,074²)^1/2 = 0,075 м

3.4.2 Расчет приводного вала

Определяем вращающий момент на приводном валу конвейера.

Где Р - потребная мощность электродвигателя при общем КПД передаточных механизмов привода η = 0,75 и коэффициенте запаса К_з= 1

W_пр – угловая скорость приводного вала.

Где n_пр – частота вращения приводного вала, мин^-1 (см. п. 2.3).

Диаметр выходного конца приводного вала определяем по эмпирической формуле:

Принимаю по ГОСТ 12080-66 диаметр приводного вала d_пр = 70 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаю d_п = 80 мм.

Диаметр вала под ступицей звездочки принимаю d_зв = 85 мм.

1. Расчет шпоночных соединений

3.5.1 Проверка шпонок под звездочку

Вращающий момент на приводном валу:

Т_пр = 2292 Н·м

Согласно [6; табл. 24.29] по диаметру вала выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78 со следующими параметрами:

b×h = 22×14 мм

t₁ = 9 мм

t₂ = 5,4 мм

l = (63…250) мм

Рабочая длина шпонки находится из соотношения:

[σ_см] = (150…200) МПа

l = l_p + b = (52…62) мм

Принимаем l = 62 мм

Проверяем шпонку под звездочкой на напряжение среза. Материал шпонки сталь 45 нормализованная.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

[σ_см]=150 МПа

Так как на приводном валу находятся две шпонки, тогда:

Условие прочности соблюдается.

3.6 Расчет подшипников

По [5, табл. (24.16)] в качестве подшипников выбираем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные по ГОСТ 28428-90 средней серии.

Рассчитываем подшипники на динамическую грузоподъемность (подбор подшипников по динамической грузоподъемности предупреждает усталостное выкрашивание рабочих дорожек колец и тел качения при n > 1об/мин):

С_{r расч.} < С_r – условие динамической грузоподъемности;

С_{r расч.} = Р_Е (L)^1/Р,

где L – количество оборотов, млн.;

P_E – эквивалентная нагрузка;

Р = 3 – для шариковых подшипников.

L = 60nL_H /10⁶,

где L_H – ресурс работы, час;

n – количество оборотов в минуту.

Необходимо, чтобы подшипники изнашивались не менее чем за 3 года работы, следовательно:

Lн = 3·365·10,5 = 17250 часов,

где 365 – количество рабочих дней в году;

10, 5 – количество рабочих часов в смену;

L = 60·10·17250/10⁶ = 10,35 млн. оборотов.

P_E = (Х·V·F_r + Y·F_a)·К_б·К_т,

где V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо;

F_r = 5612 Н – наибольшая реакция в опорах

F_a = 0,83e·F_r = 0,83·0,22·5612 = 1025 Н

Если F_a / V·F_r < е, то Х = 1, Y = 0:

F_a / V·F_r = 1025/1·5612 = 0,18<0,22,

следовательно, принимаем Х = 1, Y = 0.

К_б = 1,3 – коэф. безопасности (принят по [6, табл. (7.4)]);

К_т = 1 – коэф., зависящий от рабочей температуры (в нашем случае

t_раб < 100).

P_E = (1·1·5612+0) ·1,3·1 = 7295,6 Н = 7,3 кН

С_{r расч.} = 7295,6·(10,35)^1/3 = Н = 16 кН

16 кН < 75 кН – условие динамической грузоподъемности выполняется (динамическая прочность обеспечена).

Определим скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс долговечности подшипника:

Lн _расч = (10⁶/60·n) · (С_{r расч.}/Р_Е)^Р = (10⁶/60·10) · (16/7,3)³ = 17548,5 часов = 4,6 года

Lн _расч > L_H – требуемый ресурс долговечности подшипника обеспечен.

Список литературы

1. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон, Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин, Минск, «Вышэйшая школа», 1983г.

2. Р.Л. Зенков, И.И. Ивашков, Л.Н. Колобов, Машины непрерывного транспорта, М., «Машиностроение», 1987г.

3. А.О. Спиваковский, В.К. Дьячков, Транспортирующие машины, М., «Машиностроение», 1983г.

4. В.Г. Систер, А.Н. Мирный, Л.С. Скворцов, Н.Ф. Абрамов, Х.Н. Никогосов, Твердые бытовые отходы (сбор, транспорт и обезвреживание), справочник, М., «Академия коммунального хозяйства им. К.Д. Памфилова», 2001г.

5. Курс лекций по дисциплине «Сопротивление материалов», Скачков, 4-й семестр, 2003г.

6. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 2001г.

26