Przenośnik Zgrzebłowy PDF

Preview

Summary

Project of scraper conveyor....

Description

Wydział Inżynierii Mechanicznej i Robotyki Transport przenośnikowy Temat: „Projekt przenośnika zgrzebłowego”

str. 1

1. WPROWADZENIE

Tematem projektu jest wykonanie obliczeń wymiarowych i wytrzymałościowych elementów przenośnika zgrzebłowego w oparciu o dwie metody: rozszerzoną i obwiedniową. Obliczenia zostaną przeprowadzone w oparciu o dane znajdujące się w Tabeli 1.

Wydajność maksymalna Qmax [t/kg]

500

Długość przenośnika L [m]

300

Długość załadowania przenośnika Lz =L [m] Kąt nachylenia podłużnego α [°] Kąt nachylenia poprzecznego β [°]

300 6 5

Gęstość usypowa urobku γ [t/m3] Przełożenie przekładni i [-] Liczba zębów gwiazdy z [-]

1,15 39

Rodzaj napędu Długość przegięcia lk [m] Zabiór bp Odległość napędu od uskoku lx2 = lx3 [m] Wysokość uskoku t [m] Zmiana kąta przegięcia przenośnika Δβ [°] Współczynnik odległości h

7 Krzyżow y 12 1 70 1 8 12

Tabela 1

Przed rozpoczęciem obliczeń wstępnie dobrano wielkość łańcucha w oparciu o katalog firmy Thiele (Załącznik 2). Wielkość łańcucha [mm] Szerokość rynny [m] Liczba łańcuchów ił [-] Podziałka [m] Siła zrywająca Pzrł [kN]

30 x 108 0,7 2 0,108 1130

Tabela 2

2. METODA ROZSZERZONA DANE

OBLICZENIA

WYNIKI

str. 2

p=0,108 m z=7 ns =1476 obr /min i=39 t Q max =500 kg m v =0,969 2 s t γ =1,15 3 m t Q max =500 kg m v =0,969 2 s F=0,125 m k h =0,6

2

bobl =0,46 m

Ψ w =1,04 Ψ 1=1,137 Ψ 2=1,26 Ψ 3=1,11 Ψ 4 =1,06

1. Obliczenie prędkości cięgna:

2∗p∗z∗ns 2∗0,108∗7∗1476 v= =0,969 m /s 2 = 60∗39 60∗i

v =0,969

m s2

2. Obliczenie przekroju poprzecznego strugi urobku na przenośniku:

Q max 500 = F= =0,125 m2 3600∗v∗γ 3600∗0,969∗1,15 3. Obliczenie masy jednostkowej na urobku: Q kg 500 =143,3 qu = max = m 3,6∗v 3,6∗0,969 4. Obliczenie szerokości rynien przenośnika: Przyjęto k h =0,6 z przedziału (0,55-0,65) 0,125 F bobl= = =0,46 m 0,6 ❑ kh 5. Dobór szerokości rynien przenośnika: b ≥ bobl Przyjęto b=0,7 m odpowiednio dla dobranego później zgrzebła. 6. Obliczenie współczynnika wzrostu oporów ruchu na zakrzywieniach: Ψ g =Ψ d =Ψ w ∗Ψ 1 ¿ Ψ 2∗Ψ 3∗Ψ 4=¿ 1,04∗1,137∗1,26∗1,11∗1,06 Dobór współczynników dokonano poprzez nomogramy poniżej. Ψ w =1,04 Współczynnik przyjmuje się dla napędów krzyżowych.

√ √

F=0,125 m

qu =143,3

2

kg m

bobl=0,46 m

b=0,7 m

Ψ g =1,75 Ψ d =1,75

Współczynnik odpowiadający stałym przegięcia przenośnika w płaszczyźnie poziomejΨ 1 =1,137

str. 3

Współczynnik zależny od długości przenośnika i wysokości uskoku w pokładzie Ψ 2=1,26

Współczynnik odpowiadający stałym przegięcia przenośnika w płaszczyźnie pionowejΨ 3 =1,11

str. 4

Współczynnik zależny od deformacji spągu pod przenośnikiem Ψ 4 =1,06

i ł =2 m z =35,8 kg

7. Obliczenie masy jednostkowej cięgna łańcuchowego: Dobrano z tabeli w załączniku 3.

str. 5

no =8 p1= p2=0,108 m kg q ł =18 m

q c =i ł∗q ł +

2∗m z kg 2∗35,8 =77,43 =2∗18+ m 8∗( 0,108 + 0,108 ) n0∗( p1+ p 2 )

q c =77,43

kg m

8. Obliczenie oporów ruchu gałęzi górnej:

β=5 °

Ψ g =1,75 m g=9,81 2 s Lz =300 m L=300 m kg m kg q c =77,43 m α=6 ° φ=0,97 f ł =0,3

φ−¿ Zależność współczynnika φ w funkcji kąta poprzecznego nachylenia przenośnika φ ( β=5 ) =0,97

φ=0,97

Współczynniki oporów ruchu odczytano z Tabeli 3

qu =143,3

W g=139,2 kN Prędkość, w wyniku obliczeń, osiąga 1 m/s. Z tego względu przyjęto najbliższą wartość tj. 1,1 m/s. f g−współczynnik oporów ruchu górnej górnej gałęzi f g (rozstawu 0,8, prędkości 1,1 )=0,533 f d−współczynnik oporów ruchudolnej gałęzi f d (rozstawu 0,8, prędkości 1,1 )=0,344 f ł −współczynnik oporu łańcucha

str. 6

f ł ( 0,25 −0,35 )=0,3 300 ( 143,3+ 77,43 )( 0,97∗0,3∗cos ( 6) −sin ( 6 ) + (300−300 ) ] =139199 N φ∗f g∗cos ( α )−sin (α ) + ( L−L z )∗ qc∗( f ł∗cos ( α )−sin ( α ) ]=1,75∗ L z( qu +q c) ¿ W g=Ψ g∗g∗¿ L=300 m Ψ d =1,75 m g=9,81 2 s f d=0,344 α =6 °

9. Obliczenie oporów gałęzi dolnej:

W d =L∗Ψ d∗g∗q c ( f d∗cos ( α ) −sin (α ) ) =¿ 300∗1,75∗9,81∗77,63∗( 0 Obliczenie stosunku Wg/Wd: W g 139,2 =1,47 = W d 94,9

W d =94,9 kN

Wg/Wd ≥ 0 – przenośniki przesuwające

kg q c =77,43 m W g=139,2 kN 10. Obliczenie sprawności całkowitej napędu:

ηs =0,95 η p=0,97(sprzęgło hydrokinetyczne) η g=0,82 ηc = ηs∗η p∗η g=0,95∗0,97∗0,82= 0,755

W g=139,2 kN m v =0,969 2 s W d =94,9 kN m v =0,969 2 s

N g =178,5 kW N p=121,7 kW

11. Obliczenie mocy napędu głównego (wysypowego):

g=¿

W g∗v 139,2∗0,979 = =178,5 kW 1000∗ηc min 0,755 N¿

12. Obliczenie mocy napędu pomocniczego (zwrotnego):

p=¿

W d∗v 94,9∗0,979 = =121,7 kW 1000∗ηc min 0,755 N¿

13. Obliczenie mocy całkowitej:

N c ¿ N g + N p=178,5+121,7 =300,2 kW

ηc =0,755 N g =178,5 kW

N p=121,7 kW

N c =300,2 kW

14. Obliczenie mocy jednostki napędowej:

N g =178,5 kW N c =300,2 kW ηs =0,95 W d =94,9 kN j N =3

Dla j N = 3 oraz W g / W d ≥ 1 – należy zainstalować 2 jednostki w napędzie głównym i 1 w napędzie pomocniczym,

N g+ N jobl =

jN

Nc ηs

300,2 0,95 =102 kW 3

N jobl =102 kW

178,5+ =

Dobrano silnik indukcyjny górniczy SP3(2) 315L-4 o mocy 160 kW 15. Obliczenie maksymalnego obciążenia cięgna: jNW - liczba jednostek napędowych w większym z napędów, kN- współczynnik przenoszenia mocy z jednego napędu przez drugi za pośrednictwem cięgna łańcuchowego: kN = 1,25 dla przenośnika z trzema jednostkami napędowymi.

str. 7

M zn =1035 Nm D=0,388 m i=39 ηs =0,95 j NW =2 k N =1,25 β max=2,5

D−¿ średnica podziałowa gwiazdy, D=388 mm β max – krotność momentu maksymalnego silnika β max=2,5

S jN max = Pzrł =1130 kN i ł =2 S 3 max =983 kN r=1,2

S jNmax =983 kN

2∗M zn 2∗1035 ∗39∗0,95∗2∗1,2 ∗i∗ηcmax∗ jNW∗k N∗β max =¿ 0,388 D

16. Obliczanie współczynników bezpieczeństwa na zerwanie:

Pzrł ∗i ł 1130∗2 = =2,1 S3 max∗r 983∗1,2 Warunek 2 ≤ n3 ≤ 3 został spełniony. n3=

n3=2,1

3. METODA OBWIEDNIOWA DANE

t kg m v =0,969 2 s Q max =500

OBLICZENIA 1. Obliczenie oporów ruchu materiału transportowanego: 1.1. Masa urobku na jednym metrze przenośnika: Qm kg 500 =143,29 = qu = m 3,6∗v 3,6∗0,969 1.2. Dobór łańcucha przenośnikowego: Łańcuch 30 x 108 Masa jednego metra łańcucha ze zgrzebłami qł = 18 kg Siłą zrywająca łańcuch Szr = 1130 kN 1.3. Współczynnik oporu ruchu łańcucha i zgrzebeł o dno rynny: f 1 =0,25 ÷0,35 Przyjęto: f 1 =0,3 1.4. Współczynnik oporu ruchu materiału o dno rynny: Dla żwiru/kamienia przy transporcie po stalowych rynnach: f 2=0,7

WYNIKI

qu =143,29

kg m

S zr =1130kN q ł =18 kg

f 1 =0,3 f 2=0,7

2. Wyznaczenie siły w łańcuchu:

str. 8

f 1 =0,3 f 2=0,7 q ł =18 kg L=300 m α=6 ° m g=9,81 2 s

W 1 ÷2=10,3 kN S 1=10 kN

2.1.

W 1 ÷2=10,3 kN S 1=10 kN

S 2=12,3 kN S 2=12,3 kN W 2 ÷3 =0,6 kN f 1 =0,3 f 2=0,7 q ł =18 kg L=300 m α=6 ° m g=9,81 2 s kg qu =143,29 m S 3=12,9 kN W 3 ÷ 4=354 kN S 4 =366,9 kN S 1=10 kN

W 1 ÷2=10,3 kN W 2 ÷3 =0,6 kN

Opory w cięgnie dolnym: W 1 ÷2=f 1∗q ł∗ g∗ L∗cos (α )−q ł∗ g∗ L∗sin (α ) W 1 ÷2=0,3∗18∗9,81∗300∗cos ( 6) −18∗9,81∗300∗sin ( 6 ) =1 2.2. Siła w punkcie 1: S 1=10 kN przyjęta siła napięcia wstępnego 2.3. Siła w punkcie 2: S 2=S1 +W 1 ÷ 2 S 2=10+10,3 =12,3 kN 2.4. Opory na zwrotni: W 2 ÷3 =S 2∗(0,03 ÷ 0,05 ) W 2 ÷ 3 =12,3∗0,05=0,6 kN 2.5. Siła w punkcie 3: S 3=S2 +W 2÷ 3 S 3=12,3+0,6=12,9 kN 2.6. Opory w cięgnie górnym: ( α ) +¿ q u∗ g∗ L∗s ¿ ( α ) W 3 ÷ 4=f 1∗q ł∗g∗L∗cos ( α )+f 2∗qu∗g∗L∗cos ¿ 6 ( 6) +¿ 143,29∗9,81∗300∗s ¿ (6 ) =353478 N =354 kN (¿)+ 0,7∗143,29∗9,81∗300∗cos ¿ W 3 ÷ 4=0,3∗18∗9,81∗300∗cos ¿ 2.7. Siła w punkcie 4: S 4 =S 3 +W 3 ÷ 4 S 4 =12,9+354 =366,9 kN 2.8. Opory w bębnie napędowym: W 4 ÷ 1=( S 4 +S 1 )∗( 0,06 ÷ 0,1) W 4 ÷ 1=( 366,9 + 10 )∗0,08=29,5 kN 3. Obliczenie mocy napędu: 3.1. Obliczenie całkowitej siły oporu: P=W 1÷ 2+W 2 ÷ 3 +W 3 ÷ 4 + W 4 ÷ 1=S4 − S1 +W 4 ÷1

S 2=12,3 kN W 2 ÷3 =0,6 kN

S 3=12,9 kN

W 3 ÷ 4=354 kN

S 4 =366,9 kN W 4 ÷ 1=29,5 kN

P=393,8 kN

str. 9

W 3 ÷ 4=354 kN W 4 ÷ 1=29,5 kN

P=393,8 kN η=0,93 m v =0,969 2 s

v =0,969

m s2

η=0,93 n=2 N dop =500 kW S max =247 kN S zr =1130kN

3.2.

P=10,3+ 0,6 + 354 + 29,5 =393,8 kN Obliczenie całkowitej sprawności: η p= 0,95− sprawność przekładni ηsh = 0,98− sprawność sprzęgłą hydrodynamicznego η=η p∗η sh=0,95∗0,98= 0,931

Obliczenie mocy: P∗v Ns= 1000∗η 300∗0,969 =414 kW Ns= 1000∗0,931 Dobrano dwa silniki indukcyjne górnicze SP3(2) 315L-4 o mocy 160 kW każdy 3.4. Siła maksymalna w cięgnie: k ∗N dop∗η∗1000 S max = p n∗v k p =1,04 dla dwóch łańcuchów w cięgnie 1,04∗500∗0,93∗1000 =247196 N=247 kN S max = 2∗0,969 3.5. Sprawdzenie wytrzymałości łańcucha: S S max ≤ zr k k =4 −współczynnik bezpieczeństwa S 1130 =282,5 kN 247 kN =S max ≤ zr = 4 k

η=0,93

3.3.

N s =414 kW

S max =247 kN

Warunek spełniony.

str. 10

4. WNIOSKI Porównując dwie metody pierwsza z nich bierze pod uwagę więcej aspektów takich jak geometrię wyrobiska, wpływ zakrzywień toru przenośnika i inne. Biorąc te parametry pod uwagę zapotrzebowanie na zainstalowaną moc w napędach rośnie. Metoda obwiedniowa może służyć do wstępnego szybkiego doboru wytrzymałości łańcucha. Natomiast w celu dokładnej

analizy

konkretnego

rozwiązania

należy

użyć

pierwszego

algorytmu

obliczeniowego.

str. 11

Załącznik 1 – Dobrany silnik

Załącznik 2 – Dobrany łańcuch

str. 12

Załącznik 3 – Dobrane zgrzebło

str. 13...