Проектный расчет ленточного конвейера (стр. 2 из 3)
(1.13) 
Натяжение ленты в точке 3:
(1.14)где С1 – коэффициент, учитывающий сопротивление на перегиб ленты при огибании натяжного барабана и трения в подшипниках. Для барабана с углом обхвата лентой < 900.
С1 = 1,03 … 1,05.
Натяжение ленты в точке 4:
(1.15) 
Натяжение ленты в точке 5:
, (1.16)где С2 – коэффициент, учитывающий сопротивление на перегиб ленты при огибании натяжного барабана и трения в подшипниках. Для барабана с углом обхвата лентой > 1800. С2 = 1,06 … 1,1.
Натяжение ленты в точке 6:
(1.17) 
Натяжение ленты в точке 6:
(1.18) 
В зависимости (19) два неизвестных F1 и F7, для определения этих усилий известна зависимость Л.Эйлера:
, (1.19)где е – экспонента;
f – коэффициент трения между лентой и барабаном;
принимаем f = 0,25.
α – угол обхвата лентой приводного барабана;
принимаем α = π.
Совместим решение уравнений (18) и (19) определяем усилия F1 и F7.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОКРУЖНОЙ СИЛЫ НА ПРИВОДНОМ БАРАБАНЕ
(1.20) 
ПРОВЕРКА ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ ЛЕНТЫ
(1.21)где i – число прокладок ленты;
Fразр – разрывное усилие одной прокладки ленты, приходящиеся на единицу её ширины;
[S] – допускаемый запас прочности ленты.
Рекомендуется для бельтинговых лент [S] =9 … 12
Fразр = 65 для ленты БКНЛ – 65.
ПРОВЕРКА ПРОВИСАНИЯ ЛЕНТЫ НА ПРОЛЕТАХ МЕЖДУ РОЛИКАМИ
Для рабочей ветви:
(1.22)где lр – расстояние между роликами рабочей ветви;
[fр] – допускаемое значение провисания ленты рабочей ветви. Принимаем [fр] = 0,03 м.
Для холостой ветви:
(1.23)где lх – расстояние между роликами холостой ветви;
[fх] – допускаемое значение провисания ленты холостой ветви. Принимаем [fх] = 0,03 м.
ОПРЕДЕЛЯЕМ МОЩНОСТЬ ПРИВОДА КОНВЕЙЕРА И ВЫБИРАЕМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ
(1.24)где Ки – коэффициент учитывающий затраты мощности для преодоления сил инерции при пуске; Ки = 1,2 … 1,25
Ке – коэффициент учитывающий потери мощности на перегиб ленты на приводном барабане и трение в опорах; Ке = 1,1 … 1,15
η – КПД передаточного механизма привода, η = 0,85 … 0,9
Принимаем электродвигатель серии 4А с повышенным скольжением 4АС 71 А4 УЗ (Табл. 27 / 1 /).
Рg = 0,6 кВт
ng = 1350 мин -1
Ip = 0,0052 кг ·м3
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ПРИВОДНОГО БАРАБАНА ДЛЯ РЕЗИНОВЫХ ЛЕНТ
, (1.25)где К – коэффициент диаметра барабана К = 125 … 140.
Принимаем Дпб = 400 ммОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПРИВОДА И ПОДБОР РЕДУКТОРА
, (1.26)где ng и nб – частота вращения, соответственно двигателя и барабана
(1.27) 
Принимаем редуктор типа Ц2 (Табл. 33 / 1 /). Ц2У – 125
Up = 12,5
Ттр = 500 Н·м
ηр = 0,97
Проверка по передаточному числу
(1.28) 
(1.29) 
РАСЧЕТ ВАЛА ПРИВОДНОГО БАРАБАНА И ВЫБОР ПОДШИПНИКА
Выбор муфты.
Расчетный момент муфты:
(1.30) 
Принимаем муфту типа МУВП (Табл. 55, /1/ )
Д = 100 мм
Д1 = 71 мм
Окружное усилие передаваемое муфтой
(1.31) 
Силы, действующие на вал.
Рисунок 4 Расчетная схема
Расчетная схема в виде балки на шарнирных опорах.
Рисунок 5. Эпюра изгибающих и крутящих моментов
Принимаем
lм = 162 мм; l = 600 мм
Сумма моментов относительно точки В.
(1.32) 
Сумма моментов относительно точки А.
(1.33) 
Проверка:
Изгибающий момент в точке В равен:
(1.34)Изгибающий момент в точке А равен:
(1.35)Крутящий момент равен:
(1.36)Определение эквивалентного момента по III теории прочности.
(1.37)Определяем диаметр вала из условия прочности на изгиб.
(1.38)Для вала изготовленного из материала сталь 45 [σ] = 120 Мпа.
(1.39) 
Выбор подшипников качения к валу приводного барабана.
Подшипники качения рассчитывают по динамической грузоподъемности. Наиболее нагружена опора А RA > RB.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
, (1.40)где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; X = 1.
ν – коэффициент учитывающий какое кольцо вращается. При вращение внутреннего кольца; v = 1, Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,4;
Кт – температурный коэффициент, Кт = 1, при нагреве до 100 0 С;
Fa – осевая нагрузка, Fa = 0;
Fr – радиальная нагрузка, Н·м Fr = RA = 257 Н·м;
Принимаем подшипники качения шариковые радиальные.
По диаметру вала берём подшипники средней серии (3) 306 для диаметра вала d = 30 мм. (Табл. 24.10 / 3 /).
Подшипник 306 ГОСТ 8338 – 75
Динамическая грузоподъемность Сr = 28.1 кH;
Статическая грузоподъёмность Соr = 14,6 кН.
Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется по формуле :
, (1.41)где L – поминальная долговечность;
а1 – коэффициент качества, а1 = 1;
а2 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации а2 = 0,8.
Номинальная долговечность определяется по формуле:
, (1.42)где Lh – расчетная долговечность, ч Lh = 15000 – 20000 ч;
n – частота вращения вала, n = 119 мин –1.