CC BY
233
Методика расчёта параметров ленточного транспортёра порционной жатки
М.М. Константинов, д.т.н, профессор, А.Н. Кондрашов, к.т.н., И.Н. Глушков, аспирант, С.С. Пашинин, аспирант, Оренбургский ГАУ
В условиях Южного Урала основная часть потерь приходится на скашивание зерновых и подбор валков. Одной из причин повышенных потерь при уборке является несоответствие ряда параметров жатвенных машин зональным особенностям [1].
В качестве решения проблемы уменьшения потерь нами предлагается валковая порционная жатка со сплошным транспортёром ленточного типа [2—4].
Важным рабочим элементом этой жатки является ленточный транспортёр, и в связи с этим возникает необходимость обоснования его оптимальных параметров. Схема расчёта ленточного транспортёра может иметь следующий вид.
1. При выбранной скорости транспортирования определяется ширина ленты В. Рассчитанное значение ширины ленты округляется до ближайшей большей величины по государственному стандарту. Затем находят массу 1 м ленты дл.
2. В зависимости от ширины ленты выбираются опоры для рабочей и холостой ветвей, принимается расстояние между роликовыми опорами, вычисляют массу вращающихся частей
опор на 1 м рабочей др и холостой д” ветвей транспортёра.
3. Выполняется тяговый расчёт конвейера. Величина натяжения £ в начальной точке определяется в конце расчёта, исходя из формулы Эйлера.
В зависимости от величины расстояния, выбранного между роликовыми опорами, и допускаемой величины провисания ленты проверяется достаточность величины минимального натяжения ленты на рабочей ветви.
4. Рассчитывается натяжное устройство.
5. Определяется мощность двигателя, и выбираются элементы приводного механизма [5].
Ширина ленты определяется исходя из расчётной производительности транспортёра:
о.=3,6^лр м V, а)
где О — производительность (т/ч);
Гпл — площадь поперечного сечения груза на ленте (м2);
рм — плотность груза на транспортёре (кг/м3); V — скорость движения ленты (м/с).
В данном выражении неизвестна площадь поперечного сечения груза на ленте, которая зависит от того, какие опоры поддерживают рабочую ветвь ленты (рис. 1).
Так как хлебная масса не относится к грузам с высокой степенью сыпучести, а рама и кожухи жатки обеспечивают достаточную защиту от ветрового воздействия, нами используются прямые опоры. При движении ленты по прямым роликовым опорам (рис. 1а) площадь поперечного сечения груза (в нашем случае — скошенной хлебной массы) определяется как площадь равнобедренного треугольника с основанием Ь = 0,8В (где Ь — ширина основания массы на транспортёре, В — ширина транспортёрной ленты) и углами ф1 при основании. Если бы скошенная масса лежала на неподвижной ленте, то угол при основании был бы равен углу естественного откоса, т.е. ф1 = ф.
Однако при движении, из-за неизбежных колебаний ленты, хлебная масса как бы «растекается», высота её сечения на ленте уменьшается.
Практикой установлено, что для определения сечения груза на движущейся ленте следует принимать ф1 ~ 0,35ф.
Тогда площадь сечения (м2) груза на плоской ленте транспортёра определится как:
Рпл = Р\ = ЬНсл/2 = 0,8В 0,4В£фі/2 = = 0,16В 2&(0,35ф),
Гпл = 0,16В 2/£(0,35ф),
(2)
где В — ширина ленты (м).
При наличии в месте загрузки наклонного участка величину полученной площади сечения необходимо умножить на коэффициент Сн, учитывающий уменьшение площади поперечного сечения слоя груза в результате рассыпания и уменьшения его расчётной высоты. Тогда:
^ = 0,16СН В\ (0,35ф). (3)
Возможные значения коэффициента Сн в зависимости от углов наклона трассы представлены в таблице [5].
Соотношение угла наклона трассы и коэффициента Сн
Угол наклона, град. 0-10 10-15 15-20 20-25
Коэффициент Сн 1,00 0,95 0,90 0,85
Наш транспортёр имеет горизонтальную конфигурацию с однородной ровной трассой, поэтому принимаем значение коэффициента Сн, равное единице (Сн = 1). Тогда:
Впл = 0,16СнВ^ (0,35ф) = 0,16В2£ (0,35ф).
Подставляя полученное выражение площади сечения груза в формулу (1), получим:
О = 3,6 [0,16В 2/Н0,35ф)] PмV =
= 0,576В\ (0,35ф) PмV,
откуда ширина ленты:
В =
в
0,567# (0,35ф)р м V
(4)
Полученная при расчёте ширина ленты должна быть округлена до ближайшей большей
Рис. 1 - Сечение груза на ленточном конвейере:
а - при прямых опорах; б - при желобчатых опорах
ширины по ГОСТ 20-76, откуда и берут также массу 1 м ленты qл. Ориентировочно массу
1 м ленты (кг) можно определить по формуле дл = (10—15)В, где В — ширина ленты, м [6].
Диаметр ролика должен быть таким, чтобы лента при движении не проскальзывала.
Для этого должно быть выполнено условие:
F(Dp /2) > F1(d4/2),
(5)
где F — сила, приводящая ленту в движение, Н; F 1 — сила трения, Н;
Dp — наружный диаметр вала, м; d4 — внутренний диаметр, м.
F = fg(q + qjlp, Fj = |ig[(q + qj)lp + mp],
где lp — расстояние между опорами, м;
f — коэффициент трения;
q — масса груза на 1 м ленты, кг;
qj — масса 1 м ленты, кг;
тр — масса вращающихся частей опоры, кг
Подставляя выражения для сил F и F1 в формулу (5), получим:
Dp/d4 > |i[(q + qj)lp + mp] /
/ f(q + qj)lp. (6)
Полученное выражение является условием предотвращения проскальзывания ленты на опорах. Из него видно, что отношение наружного диаметра к внутреннему (Dp/d4) для выбранных опор зависит от расстояния между ними (lp). Кроме того, от величины расстояния между опорами существенно зависит стрела прогиба ленты между ними, которая в свою очередь влияет на сопротивление перемещению ленты и, в конечном счете, на работоспособность транспортёра. Массу qp (кг) вращающихся частей опор, приходящуюся на 1 м длины транспортёра, можно определить как отношение массы вращающихся частей опоры к расстоянию между ними [6]:
qp = mp / lp. (7)
Расстояние между роликовыми опорами, исходя из ширины жатки и с учётом габаритов устройств отвода массы от колёс мобильного средства, ширина крайних участков ленты составит 2240 мм, центрального — 1780 мм.
Тяговый расчёт сводится к определению натяжения ленты. Контур трассы транспортёра разбивают на ряд участков. Сопротивление перемещению ленты на прямолинейных участках определяют по формуле:
Wnp = (q + qK) gL (f cosa ± sina), (8)
при значениях q0 = (q+qj+qp) — для рабочей ветви и q0 = (qj+q"p) — для холостой ветви ленты.
Тогда величину Wnp (H) можно определить как
Wnp = [(q+qj) cosa+qp] gtyL ± (q+qj) gL sina «
~ [(q+qj+qp) g®Lp ± (q+qj) gH],
где q — масса груза на 1 м ленты; qл — масса 1 м ленты;
q'р — масса опоры на 1 м рабочей ветви
(^р = тр / 1р);
q"р — масса опоры на 1 м холостой ветви; юр — коэффициент сопротивления для стационарных опор, определяемый как юр = р'йц / Бр ^' = 005—010.
Для роликовых опор прямого типа на подшипниках качения, применяемых в транспортёрах, работающих в условиях открытого воздуха и подверженных пылевому воздействию, значение коэффициента юр принимают равным 0,035 [6].
В результате тягового расчёта транспортёра получим уравнение, связывающее натяжение в точке набегания на приводной барабан с натяжением в точке сбегания тягового элемента с приводного барабана, которое в общем виде записывается как:
£нб = А1£сб + ^, (9)
где Ах и Вх — численные коэффициенты, полученные в результате расчёта;
£нб и £сб — натяжения набегающей и сбегающей ветвей соответственно, Н.
Как указывалось ранее, величину натяжения в точке сбегания тягового элемента или задают, или определяют расчётом.
Отличительной чертой приводов ленточных транспортёров является передача тягового усилия ленте от приводного барабана за счёт сил трения между поверхностью барабана и лентой. Величина этих сил зависит от предварительного натяжения ленты, угла обхвата и коэффициента трения ленты о барабан. По закону Эйлера, отсутствие проскальзывания ленты по барабану определяется из выражения:
Бнб < Бсб е?а, (10)
где / — коэффициент трения ленты о барабан; а — угол обхвата приводного барабана лентой. Для нахождения неизвестных натяжений неравенство (10) решают вместе с уравнением (9):
sh6 = asc6 + в
SH6 < Sсб efa
(11)
В результате решения этой системы уравнений найдем £нб и £сб. Зная натяжение £сб, можно рассчитать величины сопротивлений перемещению ленты на участках и получить величину натяжения ленты во всех интересующих точках трассы.
Для нахождения величины минимального натяжения рассмотрим равновесие элемента Оа участка ленты, расположенного между роликовыми опорами 1 и 2 (рис. 2). На выделенный элемент действуют силы натяжения БО и Ба, тяжести ^ (q+qл; считаем, что длина отрезка Оа ~ х).
Рис. 2 - Схема для определения величины минимального натяжения ленты: 1, 2 - роликовые опоры
Из рисунка видно, что равновесие элемента Оа описывается следующими уравнениями:
Sacosa - SO = 0
Sasina - gx(q + q л ) = 0
В результате математических преобразований получим:
tga = dy/dt = [gx(q + qj] / Sq. (13)
Интегрируя дифференциальное уравнение в пределах от х = 0 до х = l'p / 2 и от y = 0 до У = Утах (Утах — величина стрелы прогиба ленты), при минимальной силе натяжения в точке O (Smin = So) получим выражение для максимального значения провисания ленты, т.е.
i'p/
ymax / _ , _ \ /2
jdy =----- —— Jxdx. (14)
0 SO 0
Проинтегрировав данное выражение, получим выражение для нахождения максимально допустимой стрелы прогиба:
Утах = (I'P)2. (15)
8SO
Для обеспечения нормальной работы ленточного транспортёра допускаемую стрелу прогиба берут в пределах (0,0025—0,0125)lp. Тогда из выражения (15) получим, что
Smin = (5-10) gl'p (q + qj. (16)
Реальное минимальное натяжение тягового элемента должно быть равным натяжению, рассчитанному по формуле (16), или превышать его. При невыполнении этого условия необходимо уменьшить расстояние между опорами. При использовании винтового натяжного устройства необходимо определить размеры винта из условий деформаций растяжения или сжатия и усилие, необходимое для вращения винта. В общем случае величина усилия для перемещения натяжного барабана с лентой равна сумме натяжений набегающей S'h6 и сбегающей S'c6 ветвей ленты у натяжного барабана и усилия для перемещения ползунов:
Р„.у. = Яиб + ¿сб + Т + ЖИу, (17)
Мощность двигателя определяется следующим образом:
р !>,-(«)
N =-----— = —-----------. (18)
1000л 1000л
После выбора двигателя рассчитывается или принимается передаточный механизм. Чтобы не было проскальзывания ленты, необходимо обеспечить достаточное её сцепление с приводным валом. Для этого тяговое усилие, которое может передаваться ленте от барабана (вала), должно быть больше необходимого (полученного при расчёте) тягового усилия. Величина необходимого тягового усилия Р(Н) равна сумме всех сопротивлений движению ленты, или разности набегающего и сбегающего натяжений ленты, т.е.:
Р = Хж = БНб - Бсб. (19)
Величина тягового усилия Р1(Н), которое может быть передано от приводного вала к ленте при данной величине ¿сб и угле обхвата а, равна:
Р = Бсб (в/а - 1). (20)
Следовательно, Р1 > Р, или
¿сб (в/а - 1) > ^ - ¿Сб, (21)
откуда ¿нб/Бнб < в/а, или
Я„б/Яиб = в/а/Кз, (22)
где Кз - коэффициент запаса; Кз = 1,1—1,2.
При Кз > 1,0 проскальзывание ленты возрастает, что приводит к возрастанию её фрикционного износа. Повышение силы сцепления ленты с валом может быть достигнуто путём увеличения угла обхвата а, применения двухбарабанных приводов или увеличения коэффициента трения / между приводным барабаном и лентой. Значение коэффициента трения/ленты о барабан принимается равным 0,30.
Исходя из вышесказанного можно назвать оптимальные параметры транспортёра порционной жатки и других её узлов: ширина ленты
(12)
транспортёра от края жатки до шнекового делителя — 2240 мм; в центре (от одного делителя до другого) — 1780 мм; диаметр приводного вала — 72 мм; количество опорных роликов — 3; диаметр опор — 42 мм; расстояние между соседними опорами — 365 мм.
Литература
1. Карпенко А.Н., Халанский В.М. Сельскохозяйственные машины. М.: Колос, 1983. С. 241-242.
2. Константинов М.М., Горячев С.В., Моргунов А.Г. Патент №2138150. A01D34/00 Валковая жатка. Бюл. № 27. М., 1998.
3. Константинов М.М., Бугров А.Н., Павленко В.А. и др. Патент №2212780. A01D69/00, 34/00 Валковая жатка. Бюл. № 27. М., 2003.
4. Константинов М.М., Нуралин Б.Н., Глушков И.Н. и др. Обоснование параметров транспортёра порционной жатки // Вестник КрасГАУ. 2011. № 12.
5. Кузьмин А.В., Марон Ф.Л. Справочник по расчётам механизмов подъёмно-транспортных машин. М.: Гостехиздат, 1983. С, 103-116, 120-144.
6. Дьячков В.К. Машины непрерывного транспорта. М.: Издательство «Машшз», 1961. С. 49—87.
