Fig. 3.1 Forţele din ramurile lanţului Transportor cu raclete II 3. Proiectarea utilajului 3.1 Dimensionarea racletelor Se procedează ca la paragraful 2.1 – Transportor cu raclete I. 3.2. Determinarea forţei în ramura ce se înfăşoară pe roata de acţionare Pentru determinarea forţei ce apare la periferia roţii de lanţ de acţionare este necesar să se determine rezistenţele care se opun deplasării sarcinii de-a lungul întregului circuit al transportorului. Se determină forţa în ramura ce se înfăşoară pe roata de acţionare, , considerând că forţa în ramura ce se desfăşoară de pe roata de acţionare , are valori cuprinse între 1500 şi 2500 N, forţă ce se realizează cu ajutorul dispozitivului de întindere al lanţului. = 1500÷2500 [N] (3.1) [N] (3.2) [N] (3.3) [N] (3.4) 50
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Transcript
Fig. 3.1 Forţele din ramurile lanţului
Transportor cu raclete II
3. Proiectarea utilajului
3.1 Dimensionarea racletelor
Se procedează ca la paragraful 2.1 – Transportor cu raclete I.
3.2. Determinarea forţei în ramura ce se înfăşoară pe roata de acţionare
Pentru determinarea forţei ce apare la periferia roţii de lanţ de acţionare este necesar să se determine rezistenţele care se opun deplasării sarcinii de-a lungul întregului circuit al transportorului. Se determină forţa în ramura ce se înfăşoară
pe roata de acţionare, ,
considerând că forţa în ramura ce se desfăşoară de pe roata
de acţionare , are valori
cuprinse între 1500 şi 2500 N, forţă ce se realizează cu ajutorul dispozitivului de întindere al lanţului.
= 1500÷2500 [N] (3.1)
[N] (3.2)
[N] (3.3)
[N] (3.4)
unde: - forţa în ramura ce se desfăşoară de pe roata de acţionare. Se alege =2000 [N]
- kg – coeficientul de rezistenţă la înfăşurare; kg =1,03÷1,1;
- - forţe în punctele respective ale traseului;
- - forţa în ramura ce se înfăşoară pe roata de acţionare;
- - rezistenţa la deplasare pe tronsonul încărcat;
- , – rezistenţa la deplasare pe tronsonul descărcat;
- q - sarcina transportată pe metru liniar ; - g - acceleraţia gravitaţională [m/s2];- v - viteza lanţului [m/s];
50
Proiectare utilaj
- μ - coeficientul de frecare al sarcinii cu jgheabul metalic, unde μ=0,4÷0,5 pentru sarcini sub formă de grăunţi; μ=0,7÷0,8, pentru sarcini prăfoase.
- - greutatea pe metru liniar a lanţului cu raclete [N/m];
unde k=0,6÷0,8 pentru transportor cu două lanţuri;
- - coeficientul de rezistenţă la deplasare a părţilor transportorului; pentru lanţ cu role =0,1÷0,2; pentru lanţ fără role =0,15÷0,2;- - lungimea transportorului;
3.3. Alegerea şi verificarea lanţului
Se vor alege lanţuri articulate cu eclise pentru transportoare STAS 10057/1-75, cu role de sprijin (simbol P, fig. 2.3). Se va proceda ca la paragraful 2.3 – Transportor cu raclete I.
3.4 Dimensionarea roţii de lanţ
Se procedează ca la paragraful 2.4 – Transportor cu raclete I.
3.5. Alegerea motorului electric şi verificarea la demaraj
Puterea necesară motorului electric de acţionare corespunzătoare perioadei de regim stabilizat se determină cu relaţia:
(3.8)
unde: - - forţa la periferia roţii de acţionare [N]
- v - viteza de transport - η - randamentul global al transmisiei mecanice de la motorul electric la roata de
acţionare.
(3.9)
unde: - - forţa în ramura ce se înfăşoară pe roata de acţionare [N]
- - forţa în ramura ce se desfăşoară de pe organul de acţionare [N]
- - rezistenţa la înfăşurare pe roata de acţionare [N]
- - sarcina dinamică ce se dezvoltă la înfăşurarea lanţului pe roată [N]
(3.10)
unde: - - coeficientul de rigiditate la înfăşurare; =0,02
[N] (3.11)
unde: - G - greutatea părţilor în mişcare (lanţ, sarcină, dispozitive de prindere a sarcinilor) [N];- v - viteza lanţului [m/s]
[N] (3.12)
unde: - L – lungimea de transport [m];
51
Transportor cu raclete II
- q - sarcina transportată pe metru liniar [N/m}
- - greutatea pe metru a lanţului cu raclete [N/m];
(3.13)
unde: - - randamentul curelelor
- - randamentul reductorului
(3.14)
- - randamentul unei trepte de angrenare; =0,98, x - nr. trepte de angrenare;
- - randamentul unei perechi de lagăre cu rulmenţi; =0,995, y – nr. perechi de lagăre;
- - randamentul ungerii; =0,96.
Se va calcula randamentul pentru un reductor cu trei trepte, considerându-se x=3, y=4, z=1.Pentru a se ţine seama şi de alte rezistenţe suplimentare se majorează puterea calculată cu
20%, astfel încât se va alege un motor electric cu o putere nominală Pn>1,2Pnec., apoi de verifică
motorul ales la demaraj: (1,7....2)
(3.15)
unde: - - forţa la periferia roţii de acţionare în perioada de demaraj
(3.16)
(3.17)
unde: - - sarcina dinamică în perioada demarajului
- a - acceleraţia lanţului [m/s2]
[m/s2] (3.18)
- - timpul de demaraj ( =2 sec.)
Pentru ca motorul electric să funcţioneze în timpul demarajului trebuie să respecte
condiţia:
Dacă nu se verifică această condiţie se alege un motor electric cu o putere nominală mai mare, care să verifice inegalitatea de mai sus.
Se va alege un motor electric din seria unitară de motoare asincrone trifazate cu rotorul în scurt circuit, de uz general, simbolizată prin grupul de litere ASI, a cărui putere nominală
.
Forma constructivă a motorului electric, în varianta construcţie cu tălpi, este prezentată în figura 3.2. În tabelul 3.1 sunt prezentate caracteristicile tehnice, iar în tabelul 3.2 sunt prezentate dimensiunile de gabarit. Pentru seria aleasă se vor scoate din tabele: Pn [kW]; nn [rot/min];
sau .
52
Proiectare utilaj
Tabelul 3.1 Motoare electrice asincrone cu rotorul în scurtcircuit. Caracteristici tehnice
2p = 8 n = 750 rot/min (turaţie de sincronism)
Tip motor
Putere no –minală
[kW]
Turaţie nominală
[rot/min]
Moment de giraţie
[N·m2]
Masa
[kg]
ASI 100L-28-8 0,75 705 1,7 2 0,31 23
ASI 100L-28-8 1,1 705 1,7 2 0,74 35
ASI 112M-28-8 1,5 705 1,7 2 0,73 39
ASI 132S-38-8 2,2 710 1,7 2 1,92 60
ASI 132M-38-8 3 710 1,7 2 2,39 71
ASI 160M-42-8 4 720 1,7 2 4,66 89
ASI 160M-42-8 5,5 708 1,7 2 4,66 97
ASI 160L-42-8 7,5 708 1,6 2 6,88 121
ASI 180L-48-8 11 720 1,6 2 6,91 146
ASI 200L-55-8 15 720 1,6 2 11,22 184
ASI 225S-60-8 18,5 730 2 2,2 36 340
ASI 225M-60-8 22 730 2,2 2,4 40 360
ASI 250M-65-8 30 730 2,2 2,4 48 430
ASI 280S-75-8 37 730 2,2 2,4 91 570
ASI 280M-75-8 45 730 2,3 2,5 101 625
ASI 315S-80-8 55 730 2,3 2,5 123 690
53
Fig. 3.2 Motor electric seria ASI cu fixare pe tălpi
Fig. 3.3 Glisiere
Transportor cu raclete II
Tabelul 3.2 Dimensiuni de gabarit ale motoarelor electriceGabarit A AA AB B BB D E H HD K L
80 19 125 40 165 100 140 19 40 80 - 9 263
90S24 140 50 190 100 132 24 50 90 - 8 303
90L24 140 50 190 125 151 24 50 90 - 8 328
100L28 160 52 212 140 130 28 60 100 - 10 370
112M28 190 55 245 140 180 28 60 112 - 10 388
132S38 216 68 278 140 192 38 80 132 305 10 452
132M38 216 52 278 178 230 38 80 132 305 10 490
160M42 254 70 324 210 260 42 110 160 372 14 608
160L42 254 70 324 254 304 42 110 160 372 14 640
180M48 279 70 349 241 300 48 110 180 403 14 642
180L48 279 70 349 279 358 48 110 180 403 14 680
200L55 318 75 393 305 360 55 110 200 457 18 760
225S55 356 100 440 286 430 55 110 225 560 19 835
225S60 356 100 440 286 430 60 140 225 560 19 865
225M55 358 100 440 311 430 55 110 225 560 19 835
225M60 356 100 440 311 430 60 140 225 560 19 865
250M60 406 95 490 349 485 60 140 250 590 24 895
250M65 408 95 490 349 485 65 140 250 590 24 895
3.6 Alegerea glisierelor
In cazul transmisiilor mecanice care au în structura lor transmisii prin curele motoarele electrice cu talpă sunt montate pe glisiere. Montarea pe glisiere face posibilă întinderea curelelor. Glisiera prezentată în figura 3.3 corespunde STAS1399-74. Se va alege forma A care este recomandată pentru lungimea utilă cuprinsă între 265 mm si 500 mm. Alegerea dimensiunilor
54
Fig. 3.4 Schema cinematică a transmisiei mecanice
Proiectare utilaj
glisierei se face în funcţie de gabaritul motorului, care apare în coloana „Utilizare la maşini”, tabelul 3.3. Numerele respective se regăsesc în simbolul motorului si reprezintă distanţa de la tălpi la axa arborelui. Dimensiunile şuruburilor pentru glisiere se aleg din tabelul 3.4 în funcţie de gabaritul acesteia, reprezentat de lungimea utilă. Tabelul 3.3 Dimensiunile glisierelorLungi-
3.7. Schema cinematică a acţionării. Calcul cinematic.
Schema cinematică a transmisiei mecanice este prezentată în figura 3.4. Semnificaţia notaţiilor din figură este următoarea: 1 - motor electric; 2 – transmisie prin curele; 3 - reductor de turaţie ; 4 – cuplaj reductor-arbore de acţionare; 5 - arbore de acţionare.
55
Transportor cu raclete II
Calculul cinematic - Pn - puterea nominală a motorului electric [kW];- nn – turaţia nominală a motorului electric [rot/min];
unde: - i - raportul de transmitere total
- - turaţia roţii de lanţ [rot/min]
[rot/min] (3.19)
unde: - Dd – diametrul de divizare al roţii de lanţ, calculat cu relaţia (2.12).
(3.20)
unde: - - raportul de transmitere al transmisiei prin curele;
- - raportul de transmitere al reductorului, care se adopta din tabelul 3.5, devenind
=irSTAS ( );
(3.21)
- Puterea la intrare în reductor :
[kW] (3.22)
- Turaţia la intrare în reductor:
(3.23)
- Puterea la ieşire din reductor
[kW] (3.24)
unde: - - randamentul transmisiei prin curele;
- - randamentul reductorului;
Randamentul reductorului se calculează cu relaţia:
unde: - randamentul unei perechi de roţi dinţate;
pentru angrenaje cilindrice;
x – numărul de perechi de roţi dinţate, x =3;
- randamentul unei perechi de lagăre cu rulmenţi; ;
y – numărul de perechi de lagăre, y =4;
- randamentul ungerii; = 0,99;
- randamentul ungerii; = 0,99;
z – numărul de roţi scufundate în baia de ulei, z =1;
- Turaţia la ieşire din reductor:
[rot/min] (3.25)
56
Proiectare utilaj
3.8. Dimensionarea transmisiei prin curele
Se alege varianta –Transmisie prin curele trapezoidale. Calculul transmisiei se efectuează conform STAS1163-71 [3,4]. Parametri de bază de calcul:
- Puterea de calcul la arborele conducător: [kW], relaţia (3.8);
- Viteza unghiulară la arborele conducător, :
[rad/sec] (3.26)
- Raportul de transmitere, ic, relaţia (3.21). 3.9. Alegerea reductorului de turaţie
Pentru transmiterea mişcării la arborele de acţionare al transportorului se alege un
reductor în trei trepte cu raportul de transmitere şi puterea nominală a reductorului > Pir
calculată cu relaţia (3.22). În funcţie de aceste mărimi rezultă gabaritul reductorului dată de distanţa dintre axe (tabelul 3.5). Din tabelul 3.6 se vor alege dimensiunile indicate în figura 3.5, pentru gabaritul rezultat.
Tabelul 3.5 Rapoarte de transmitere şi puteri nominale pentru reductoarele cilindrice cu trei trepte
3.10. Alegerea cuplajului reductor - arbore de acţionare.
Cuplajul dintre reductor şi arborele principal, poz. 4 fig. 3.4, este un cuplaj cu flanşe şi şuruburi păsuite STAS 769-80. In figura 3.6 este prezentat acest tip de cuplaj, iar în tabelul 3.7 sunt prezentate caracteristicile sale tehnice.
Alegerea cuplajului se face în funcţie de mărimea momentului de torsiune la arborele de ieşire din reductor, calculat cu relaţia :
[Nm] (3.27)
unde: - - puterea la ieşire din reductor, în kW, relaţia (3.24);
- - turaţia la ieşire din reductor, în rot/min, relaţia (3.25);
- cs - coeficient de serviciu în funcţie de tipul maşinii de lucru, cs = 1,55…1,75
Tabelul 3.7 Caracteristici tehnice ale cuplajului cu flanşe şi şuruburi păsuite
Măr
ime
cupl
aj
Capăt de arbore
Mom
ent
nom
inal
Nm
D L1 D1 d1
Surub
d2 l1 l2 l3
B
uc
Dim
ens.
d l
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
1 18,19
28
18 100 60 70 40 3
M10
x45
11
35
162 20 21,2 105 76 75 45
3 22,24 41,2
59
Fig. 3.7 Cuplaj cu flanşe şi şuruburi păsuite
Transportor cu raclete II
2
4 25,28
42
69 115 86 85 55 45
5 30,32
58
112 130 120 100 70
M10
x50
50
6 35,38 200
7 40,42
82
290 135 168 105 75 55 18
8 45,48 468 150 120 90 68
9 50 530
10 55,5610
5800 160 130 100
M12
x65 13 75 25
11 60 1000 175 214 145 115 4 85
12 63,65 1320
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
13 70,71,75
130
2180 190 160 130 6 13 96 2
14 80, 85 3350 220 266 185 150 105
3
15 90,95 5000 240 200 160 8
M16
x85
17 115 32
16 100
165
6000 260 336 220 180 120
17 110 8500 270 230 190 130
18 120,125 13200 290 250 210 10 145
19 130,140
200
19500 340 406 290 240 160
20 150 25000 380 320 260 21 180 36
21 160,170
2
80
38700 420 490 360 300 12
M 2
4x11
0
25 200 40
22 180 46200 440 380 320 210
23 190, 200 63000 460 570 400 340 14 230
5
24 220
280
82500 520 450 380 16
M30
x140
32 250 50 5
25 240, 250
330
122000 670 490 420 16 280 50
3.11. Stabilirea variantei constructive şi a dimensiunilor capului de acţionare
6 - capac lagăr de capăt; 7 - şaibă de fixare a rulmentului; 8 - şurub prindere şaibă ;9,11 - şaibă Grower; 10 - şurub prindere capac lagăr ; 12 - inel de pâslă; 13 - inel desiguranţă;
3.11.1. Stabilirea formei constructive şi a dimensiunilor arborelui capului de acţionare.
Forma arborelui este cea prezentată în figura 3.9. Dimensionarea sa se face în funcţie de diametrul capătului de arbore de la ieşirea din reductor (d2red), cuplarea între cei doi arbori făcându-se printr-un cuplaj cu flanşe şi şuruburi păsuite.
= d2red
, cu condiţia ca dimensiunea obţinută să se regăsească în tabelul 2.12;
, cu condiţia să fie divizibil cu 5 (cotă de rulment);
, cu condiţia ca dimensiunea obţinută să se regăsească în tabelul 2.12;
;
;
d5 = d34
61
Fig. 3.9 Arbore de acţionare
Fig.3.10 Canal pentru inelul de siguranţă Fig. 3.11 Şaiba pentru fixarea rulmentului
Transportor cu raclete II
Dimensiunile canalului inelului de siguranţă ce fixează axial rulmentul se aleg din tabelul 2.6, în funcţie de diametrul arborelui pe care se montează (d3), conform STAS 5848-88, material OLC55A. Dimensionarea şaibei de fixare a rulmentului STAS 8621-70 se face în funcţie de diametrul de montaj al rulmentului, iar şaiba de siguranţa corespunde STAS 2241/2-80 (fig.3.12). In figura 3.12 este prezentat montajul şaibei, iar în tabelul 3.8 sunt prezentate dimensiunile şaibei şi cele de montaj. Capătul de arbore va arăta ca în figura 2.16 detaliul „C”.(tema - Transportor cu raclete I).
Tabelul 3.8 Dimensiuni de montaj ale şaibelor de capătd arb D
3.11.2. Stabilirea formei geometrice şi a dimensiunilor roţilor de lanţ
62
Fig.3.12 Montaj şaibă de capăt
Fig. 3.13 Roată de lanţ
Proiectare utilaj
Geometria roţilor corespunde figurii 3.13, elementele geometrice ale danturii roţilor de lanţ au fost stabilite la paragraful 3.4, iar restul dimensiunilor se stabilesc în funcţie de diametrul arborelui în zona de montaj a roţii, mărimile lor sunt prezentate în continuare:
- Diametrul butucului roţii de lanţ
[mm]
- Lungimea butucului roţii de lanţ
[mm]
- Grosimea discului roţii de lanţ B3 – s-a calculat la paragraful 3.4;- Diametrul pe care sunt găurile de uşurare
[mm]
- Diametrul găurilor de uşurare se adoptă la =50...150 mm, în funcţie de gabaritul
roţii.
3.11.3. Alegerea penelor
Se va proceda în mod asemănător ca la paragraful 2.11.3, de la tema Transportor cu raclete I. Alegerea penelor se va face în funcţie de diametrele arborelui: d 2 pentru montajul cuplajului şi d4 pentru montajul roţii de lanţ. Verificarea penelor alese se va face în funcţie de forţele ce rezultă în asamblarea cu pană paralelă la transmiterea momentului M ter., calculat cu relaţia (3.27).
63
Fig. 3.14 Forţe ce solicită arborele de acţionare
Transportor cu raclete II
3.11.4 Stabilirea variantei constructive şi a dimensiunilor lagărelor
Dimensionarea lagărelor se face în funcţie de diametrul exterior al rulmentului. Se vor alege rulmenţi radiali oscilanţi cu bile.
3.11.4.1 Alegerea rulmenţilor
Se vor alege rulmenţi radiali oscilanţi cu bile STAS 6846/1-80. Alegerea rulmenţilor se va face în funcţie de diametrul d3 al arborelui şi de solicitare. Solicitarea rulmenţilor se determină în funcţie de forţele din ramurile lanţului, utilizând următoarea schemă de încărcare (fig.3.14). Se calculează reacţiunile din cele două
reazeme ( ), fiind forţa din
transmisia prin curele:),(max BA RRR (3.28)
Capacitatea dinamică a rulmenţilor se calculează cu relaţia:
[N] (3.29)
[mil.rot.] (3.30) unde:
L – durabilitatea rulmenţilor;ner – turaţia arborelui, în [rot/min.];Lt – durata de funcţionare, în [ore]; Lt = 15000 ore
- forţele din ramurile lanţului
Din tabelul 3.9 se va alege un rulment cu o capacitate C>CA, dar cu valoare foarte apropiată de cea calculată şi cu diametrul interior egal cu d3..
Tabelul 3.9 Caracteristicile rulmenţilor radial oscilanţi cu bile pe două rânduri Dimensiuni
In funcţie de seria rulmentului ales se vor adopta principalele dimensiuni de gabarit: diametrul exterior D şi lăţimea B. Reprezentarea rulmentului se va face pe baza recomandărilor de mai jos, corelate cu figura 3.10
;
;
65
Transportor cu raclete II
Fig. 3.11 Ansamblu cap de întindere
66
Proiectare utilaj
3.11.4.2 Dimensionarea carcasei lagărului
Se va proceda ca la paragraful 2.11.4.2 de la tema Transportor cu raclete I.
3.11.4.3 Dimensionarea capacelor lagărelor
Se va proceda ca la paragraful 2.11.4.3 de la tema Transportor cu raclete I.
3.12. Stabilirea variantei constructive şi a dimensiunilor ansamblului cap de întindere.
Varianta constructivă este prezentată în figura 3.11.
3.12.1. Stabilirea formei constructive şi a dimensiunilor arborelui capului de întindere.
Forma arborelui este prezentată în figura 3.12, iar dimensiunile arborelui sunt identice cu cele la arborele de acţionare, paragraful 3.11.1, figura 3.9.
3.12.2. Stabilirea formei geometrice şi a dimensiunilor roţilor de lanţ
Forma şi dimensiunile roţilor de lanţ sunt identice cu cele calculate şi adoptate la paragraful 3.11.2.
3.12.3. Alegerea penelor roţilor de lanţ
Alegerea penelor roţilor de lanţ şi verificarea lor sunt identice cu cele stabilite la paragraful 3.11.3.
3.12.4. Stabilirea variantei constructive şi a dimensiunilor lagărelor
Se va proceda asemănător ca la paragraful 3.11..4.
3.12. 5 Dimensionarea sistemului de întindere
Pentru realizarea întinderii lanţului, lagărele ansamblului se montează pe două glisiere. In acest caz diametrele găurilor din talpa lagărului se vor corela cu dimensiunile şuruburilor cap ciocan recomandate la tipul de glisieră ales. Lungimea glisierelor se alege în funcţie de lungimea tălpii carcasei lagărului ansamblului arborelui de întindere şi de cursa necesară întinderii lanţului, care se apreciază la (3...5)% din lungimea transportorului (Ltransp). Lungimea glisierei se adoptă din tabelul 3.3, conform recomandărilor STAS 1399-74.