Определение силы на приводной барабан со стороны тяговой ленты

натяжение ведущей (набегающей) ветви ленты, кН;

натяжение ведомой (сбегающей) ветви ленты, кН;

угол обхвата барабана лентой, рад.

Усилие с барабана на ленту передаётся за счёт силы трения между лентой и барабаном. Учитывая непостоянство коэффициента трения, принимают или . Здесь окружное усилие на барабане, кН (см. задание); коэффициент безопасности

Связь между силами натяжения ветвей ленты и силой трения выражается зависимостью или .

Силы натяжения ветвей ленты связаны между собой уравнением Эйлера

,

где коэффициент трения между лентой и барабаном выбирается по табли-це 15 с учётом условий работы конвейера: Х хорошие (чистые, закрытые, отапливаемые или охлаждаемые и вентилируемые помещения); С средние (производственные помещения без регламентированного контроля температуры и влажности); Т тяжёлые (на открытом воздухе с непосредственным воздействием атмосферных условий в период всего года).

Решая систему двух последних уравнений, получаем

; .

После переноса сил и на ось барабана получаем

Суммарная сила на барабан со стороны тяговой ленты

= =2,5 (кН)

где угол между направлениями векторов сил и , рад.

Суммарная сила распределяется поровну между ступицами барабана, и каждая из них прикладывается к валу по середине длины ступицы барабана.

4.2 Выбор тяговой ленты

1 – тканая прокладка; 2 – резиновая обкладка

Наибольшее распространение находят резинотканевые ленты, имеющие резинотканевый послойный тяговый каркас (1) и наружные резиновые обкладки (2), предохраняющие каркас от механических повреждений и от воздействия влаги и агрессивных сред по ГОСТ 20–85.

Необходимое по условию прочности ленты число прокладок зависит от растягивающего ленту усилия и прочности материала прокладок. Наибольшее допустимое число прокладок ленты ограничивается диаметром барабана, т.к. увеличение числа прокладок повышает жёсткость ленты и напряжение изгиба в ленте при огибании ею барабана. Нужно подобрать материал прокладок ленты, который удовлетворял бы условию прочности ленты и соответствовал бы заданному диаметру приводного барабана.

С учётом этих условий получаем для горизонтальных конвейеров

,

где D – диаметр барабана, мм;

F₁ – натяжение ведущей ветви ленты, Н;

В – ширина ленты, мм;

S_P1 – прочность ткани прокладки, Н/мм ширины ленты (табл. 16);

К₁ – коэффициент, учитывающий свойство ткани прокладок;

К_Н – коэффициент неравномерности работы прокладок;

К_СТ – коэффициент прочности стыкового соединения концов ленты (для вулканизированного стыка К_СТ = 0,90 – 0,85);

К_Р – коэффициент режима работы конвейера.

Полученное расчётом число прокладок округляется до ближайшего целого значения.

4.3 Конструирование приводных барабанов

Литой барабан

Диаметр барабана D = 200 мм указывается в исходных данных задания на курсовое проектирование.

Ширина барабана b определяется в зависимости от заданной ширины ленты В по зависимости b = B + (150 – 200) мм.

Диаметр ступиц барабана . Расстояние между дисками барабана определяется по зависимости .

Толщину обода и дисков литого барабана принимают в зависимости от приведённого габарита барабана N = 2/3 (D+b) по графику

Для повышения жёсткости барабана между отверстиями в дисках располагаются рёбра толщиной, равной примерно .

Обод сварного барабана выполняют сваркой из вальцованного листа толщиной 6–8 мм в зависимости от диаметра барабана или изготавливают из трубы, если диаметр барабана согласуется с размерами стандартной трубы по ГОСТ 8732–78, которым предусматриваются трубы диаметром от 20 до 820 мм. При выборе трубы следует учесть припуск на обработку обода по наружному диаметру. Диски и рёбра выполняют из листа меньшей, чем обод, толщины.

Для уменьшения износа ленты при работе привода шероховатость обода приводного и отклоняющего барабанов любой конструкции должна быть не ниже .

4.4 Расчёт вала барабана на статическую прочность

При расчёте вала на статическую прочность направление сил и принимается таким, чтобы изгибающие вал моменты от этих сил совпадали по своему воздействию на вал .

Анализ расчётной схемы вала показывает, что опасными по прочности будут его сечения I и II. Изгибающие моменты в этих сечениях:

от сил М₁ = F_r b;

от силы М ₂ = F_ОЗП a;

М ₃ =

Суммарные изгибающие моменты: в сечении I ;

в сечении II

Эквивалентные изгибающие моменты в этих сечениях по 3-й теории прочности ; .

Расчётный диаметр вала в этих сечениях, мм:

; .

В этом сечении суммарный изгибающий момент

Эквивалентный изгибающий момент ,

и расчётный диаметр вала в этом сечении

.

4.5 Расчёт подшипников вала барабана
по динамической грузоподъёмности

Рис. 17. Схема нагружения вала при расчёте подшипников

Для определения радиальных реакций опор вала составляем условия равновесия. Сумма моментов сил относительно опоры А ;

;

Отсюда

Сумма моментов сил относительно опоры В ;

;

Отсюда .

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на опору А

,

где X – коэффициент радиальной динамической нагрузки на подшипник. При отсутствии осевой нагрузки X=1;

V – коэффициент вращения кольца. При подвижном относительно нагрузки внутреннем кольце подшипника (что имеет место в нашем случае) V=1;

коэффициент безопасности. При нагрузках, характерных для работы приводов ленточных конвейеров, = 1,2;

температурный коэффициент. При температуре узла до 100° .

С учётом принятых значений коэффициентов получаем

Ресурс принятых при предварительном проектировании подшипников, часов

.

Здесь динамическая радиальная грузоподъёмность принятых подшипников, Н ;

эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник, Н;

n частота вращения вала барабана, об/мин.

(ч)