I Trasporti Interni

DIMENSIONAMENTO DI UN TRASPORTATORE PNEUMATICO

Dimensionamento di un trasportatore pneumatico

61

Si effettui il dimensionamento di massima di un impianto di trasporto pneumatico [2] che presenta i

seguenti dati di progetto: - materiale da trasportare: cloruro di polivinile (PVC) in grani aventi dimensione media dei grani d =5

[mm]; - peso specifico apparente del materiale: γm = 390 [kg/m3]; - portata di materiale: Gm = 2000 [kg/h]; - lunghezza del circuito: L = 24 [m]; - dislivello del circuito : H = 9 [m]; - raccordi: 3 gomiti a 90° con raggio di raccordo pari a 3 volte il diametro della tubazione; - numero di valvole di intercettazione: 1.

________________________________ Nota: Ai fini del dimensionamento di massima la valvola di intercettazione viene considerata come un

ulteriore raccordo a 90°; di conseguenza il trasportatore presenta un numero fittizio di gomiti a 90° pari a 4.

Data la natura del materiale da trasportare e l'esistenza di un solo punto di caricamento, si adotta un

impianto con aria in pressione.

Dalla tabella 29 - IV di [2] (Vol. I, pag. 483) si rileva che per PVC espanso avente γm = 390 [kg/m3] la velocità consigliata è va = 21 [m/s].

A tale valore si perviene anche attraverso le seguenti relazioni di derivazione empirica per gli impianti

in pressione:

ss h4v ⋅= essendo ms d14h γ⋅⋅= ove: d [mm] è il diametro dei grani;

γm ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡3dm

kg è il peso specifico apparente del materiale;

hs [ ]O2Hmm è la pressione di sostegno dei grani;

vs ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

sm è la velocità di sostegno dei grani.

Risulta:

hs = 14 · 5 · 0,39 = 27 [ ]mmH O2

274vs ⋅= = 21 ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

sm

Per percorsi misti (tratti orizzontali e verticali) e per trasporto di materiale in piccoli grani è possibili utilizzare la seguente relazione:

22.50.393636v ms =⋅=⋅= γ ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

sm

Prudenzialmente si assume una velocità dell'aria, sia nei tratti verticali sia in quelli orizzontali, pari a:

va = 23 ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

sm


62

CALCOLO DELLA SEZIONE E DEL DIAMETRO DELLA CONDOTTA

Dalla suddetta tabella [2] si rileva che il rapporto consigliato fra volume di aria e volume di materiale è pari a r 40v = . Da tale valore si ricava una portata di aria occorrente al trasporto pari a:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⋅=

⋅⋅=⋅=⋅= −

sm 1057

3903600200040GrQrQ

33

m

mvmva γ

corrispondente ad un rapporto aria/materiale circa uguale a 0.103 ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

kgm

3 ed un valore di rp ≅ 8.

Si assume un valore di Qa pari ad ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡× −

sm 2106

3 cui corrisponde una tubazione di sezione:

[ ]23 m102.6123

2106

avaQ

S −⋅=−⋅

==

ed un diametro:

D = 57.7 [mm]

Si sceglie una tubazione in acciaio con diametro φ 65 (serie commerciale normale - UNI 3824); lasciando inalterato il valore della velocità dell'aria va = 23 [m/s], trattandosi di velocità ottimale necessaria al sostentamento della particella trasportata, ed aumentando la portata di aria necessaria al trasporto fino al valore:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡−⋅=⋅⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡ ⋅⋅=

s

3m 107.63234

2)3-10(65S 2π

cui corrisponde un rapporto aria/materiale pari a circa 0.137 ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

kgm

3 ed un valore di rp ≅ 6.

VERIFICHE ALL'INTASAMENTO

Ultimato il calcolo del diametro della condotta, si effettuano le verifiche all'intasamento; esse prevedono:

1) maxd2.5D ⋅≥ 2) mediod15D ⋅≥ 3) mlt S10S ⋅≥

ove si è indicato con: - D il diametro della tubazione; - dmax il diametro massimo del grano; - dmedio il diametro medio del grano; - St la sezione della condotta; - Sm1 la sezione media di materiale in 1 [m] di tubazione. Si procede alle verifiche assumendo dmedio = dmax = 5 [mm]


63

1) D = 65 [mm] ≥ 2.5 · 5 = 12.5 [mm] (condizione verificata) 2) D = 65 [mm] ≥ 15 · 5 = 75 [mm] (condizione non verificata)

Non essendo verificata la seconda condizione, si aumenta il diametro della condotta, lasciando inalterata la velocità di trasporto; ponendo D=80 [mm] e rieffettuando le precedenti verifiche si ottiene: 1) D = 80 [mm] ≥ 2.5 · 5 = 12.5 [mm] (condizione verificata) 2) D = 80 [mm] ≥ 15 · 5 = 75 [mm] (condizione verificata)

Con le suddette posizioni risultano: portata di aria Qa= 0.116 ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

sm

3, rapporto aria/materiale ≅ 0.206

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

kgm

3 ed un valore di rp ≅4 (rv≅81)

Per la verifica della terza condizione si introduce un ulteriore parametro Gml che esprime la quantità media di materiale presente in un metro di tubazione.

La velocità del materiale è:

Vm = K · va dove: va = velocità dell'aria; K = 0.75 = coefficiente di riduzione per la minore velocità del materiale rispetto all'aria.

Risulta pertanto:

( ) ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡⋅=

⋅⋅== −

mkg103.18

0.752336002000

VGG 2

m

mm1

e

[ ] [ ]225 mm 81m 108.1390

0.0318

mm1G

m1S =−⋅===γ

La sezione della tubazione è:

[ ]2mm 50274

2804

2DtS =

⋅=

⋅=

ππ

da cui risulta evidente come sia ampiamente verificata la terza condizione:

[ ] ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=⋅≥= 2mm8108110mm 5027tS 2

CALCOLO DELLE PERDITE DI CARICO DELL'ARIA a) Energia di avviamento

Per imprimere all'aria la velocità necessaria per trasportare il materiale, si ha una perdita di carico pari a:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅= 2m

kg 32.35)2g

2av

(aah1 γ

ove si è indicato con:


64

- ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡= 3m

kg 1.2aγ il peso specifico dell'aria;

- ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=

sm 23va la velocità dell'aria;

- ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡= 2s

m 9.81g l'accelerazione di gravità.

b) Ingresso nel circuito

La perdita di carico che si verifica in un impianto in pressione è pari a:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅= 2m

kg 129.41ah4ah2

c) Attrito nei condotti

La perdita di carico per attrito del fluido che si muove in un condotto di lunghezza L e di diametro D è esprimibile attraverso la relazione:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=×⋅⋅= ⋅−

21.281

1.9240.8524

mkg 241.2L

Dav

a108.123ah γ

d) Perdite localizzate

Per il calcolo delle perdite localizzate nei 4 gomiti presenti nell'impianto si considerano le

lunghezze equivalenti riportate in tabella 29-VII di [2], (Vol. I, pag.489). In corrispondenza dei valori β = 90°e R = 3·D si ricava una lunghezza equivalente pari a 10

volte il diametro della condotta: le = 10 · D

Le = 4 · le = 40 · D = 3.2 [m]

Per cui il valore della perdita localizzata è dato da:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=⋅⋅⋅⋅= −

21.281

1.9240.8524

mkg 32.16eL

Dav

a108.124ah γ

e) Perdita nel ciclone

La perdita ad esso imputabile è calcolabile come:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅⋅= 2m

kg 323.52g

2av

a10ah5 γ

f) Perdita nel filtro

Tale perdita è desumibile dalle specifiche tecniche del filtro. Per una prima valutazione può adottarsi la relazione:

f

a6a S

G0.08h ⋅=


65

essendo:

- ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=⋅⋅=⋅⋅=

hkg 50136001.20.1163600QG aaa γ la portata massica di aria;

- ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡÷=

min mm 0.40.3S 3

2

fl la superficie del filtro per unità di portata del fluido vettore;

- [ ]2flf m 2.44600.1160.3560ASS =⋅⋅=⋅⋅= la superficie del filtro.

In definitiva si ha:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=

⋅=⋅= 2m

kg 16.432.44

5010.08

fSaG

0.086ah

La perdita di carico complessiva dovuta all'aria è data da:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡==∑ 2

iiaTOTa

mkg 775hH

PERDITE DI CARICO DEL MATERIALE a' ) Energia di avviamento

La perdita di carico per imprimere al materiale la forza viva necessaria vale:

( ) ( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=

⋅⋅

⋅⋅

=⋅

⋅= 2m

kg 72.69.812

2230.750.1163600

20002g

2avK

aQmG

mh1

b' ) Ingresso nel circuito

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅= 2m

kg 145.2mh2mh 12

c' ) Attrito nei condotti

La perdita di carico causata dall'attrito tra materiale e tubazioni dipende dall'angolo di attrito tra i suddetti elementi. Per tubazioni in acciaio il materiale trasportato ha un angolo di attrito φ = 30°. Ponendo pari a c= 0,2 la frazione di materiale che viene a contatto con le pareti si ha:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

⋅⋅°⋅=⋅⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅= 2m

kg 13.3240.1163600

2000tan300.2LaQmG

tancmh3 φ

d' ) Dislivello

La perdita di carico per il superamento da parte del materiale del dislivello di 9 [m] è data da:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

⋅=⋅⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= 2m

kg14390.1163600

2000HaQmG

4mh .


66

Si osservi che la corrispondente perdita di carico imputabile all'aria è inesistente al contrario di quanto

affermato in [2]. Ciò può facilmente dimostrarsi applicando il primo principio della termodinamica in forma euleriana tra aspirazione e mandata della macchina operatrice dell'impianto. e' ) Variazioni di direzione

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=⋅=⋅= 2m

kg 128324ahprmh 45

Le perdite di carico attribuibili al materiale valgono dunque:

La perdita di carico complessiva imputabile al moto dell'aria e trasporto del materiale vale:

[bar] 0.1155 mkg 1177HHH 2mTOTaTOTTOT =⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡=+=

CALCOLO DELLA POTENZA RICHIESTA ALLA MACCHINA OPERATRICE

La bassa prevalenza richiesta dall'impianto (si tratta di un impianto classificato come in "bassa pressione") consente di poter utilizzare quale macchina operatrice un ventilatore centrifugo di potenza pari a:

[ ]kW 1.790.75

115500.116η

HQP TOTa =⋅=⋅=

essendo η il rendimento globale della macchina, prodotto del rendimento meccanico per il rendimento idraulico.

Si dovrà pertanto adottare un motore elettrico di trascinamento della macchina operatrice di potenza almeno pari alla potenza calcolata, commercialmente disponibile. DIMENSIONAMENTO DI MASSIMA DEL CICLONE E VALUTAZIONE DELLA SUA EFFICIENZA DI SEPARAZIONE

Le dimensioni caratteristiche di un ciclone possono orientativamente esprimersi in funzione del diametro D del tubo a monte del condotto di ingresso del ciclone come:

- e = 1.9 · D (diametro del condotto in uscita del ciclone); - s = 3.0 · D (lunghezza, all'interno del ciclone, del condotto di uscita); - C1 = 3.8 · D (lunghezza del tratto tronco-conico del ciclone); - C2 = 3.2 · D (lunghezza del tratto cilindrico del ciclone); - Dc = 4.2 · D (diametro del ciclone nel tratto cilindrico).

Al variare del diametro del ciclone, a parità di velocità in ingresso dell'aria, vi, e di peso specifico γm del materiale, varia la sua efficienza.

In particolare, la dimensione minima dei grani che risultano al 90% trattenuti dal ciclone può essere

posta in relazione alle suddette grandezze attraverso la seguente formula di derivazione empirica:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡== ∑ 2

iimmTOT

mkg 402hH


67

mivcD5mindγ⋅

⋅≅

ove dmin [mm], Dc [m], vi[m/s], γm kg / m3 sono grandezze di significato noto.

In funzione di efficienze di separazione differenti dal 90%, le dimensioni minime dei grani trattenuti possono variare secondo quanto riportato nella tabella seguente:

EFFICIENZA DI SEPARAZIONE

[%]

DIMENSIONE MINIMA DEI

GRANI SEPARABILI [mm]

10 0.12 · dmin 20 0.18 · dmin 30 0.22 · dmin 40 0.28 · dmin 50 0.36 · dmin 60 0.40 · dmin 70 0.55 · dmin 80 0.72 · dmin 90 1.0 · dmin

100 3.6 · dmin

Nel caso in esame, le dimensioni caratteristiche del ciclone possono valutarsi come: e = 1.9 · D = 152 [mm] s = 3 · D = 240 [mm]

1C = 3.8 · D = 304 [mm]

2C = 3.2 · D = 256 [mm]

cD = 4.2 · D = 336 [mm]

Considerando il diametro del ciclone, la velocità dell'aria ed il peso specifico del materiale, tale ciclone è in grado di realizzare una efficienza del 100%.


68

Appendice

Si osserva che il contributo alla perdita di carico imputabile al superamento da parte dell'aria di un

dislivello H è inesistente. Applicando, infatti, il primo principio della termodinamica in forma euleriana fra due sezioni di condotta a monte (pedice 1) ed a valle (pedice 2) della macchina operatrice, nell'ipotesi di moto unidimensionale e stazionario dell'aria nei condotti, può scriversi:

21w21

22

a

12wpi L

2VVΔZgPPHgLL

−+

−+⋅+

−=⋅=−

ρ

ove:

wpi LL − = lavoro all'unità di massa fornito al fluido al netto delle perdite nella macchina operatrice

H = prevalenza fornita al fluido

21 P e P = pressioni nelle sezioni 1 e 2

21 Ve V = velocità medie nelle sezioni 1 e 2

ΔZ = differenza di quota fra le sezioni 1 e 2

Lw12 = perdita di carico fra le sezioni 1 e 2 ρa = densità

- dell'aria

Ipotizzando trascurabile la differenza fra le altezze cinetiche nelle due sezioni di riferimento, la

precedente relazione può scriversi come:

21wa

12 LZPPH−

+Δ+−

=γ

essendo γa il peso specifico dell'aria.

Si supponga inizialmente che nell'ambiente esterno, interfacciato alla condotta nelle sezioni 1 e 2, vi sia un fluido differente dall'aria ed avente peso specifico γb.

La differenza di pressione fra le due sezioni sarebbe determinabile come:

ΔZPP b12 ⋅−=− γ

Sostituendo tale espressione nella precedente relazione di calcolo della prevalenza della macchina operatrice si ha:

21wa

b LΔZΔZH−

++⋅−=γγ

Risultando nella realtà l'impianto immerso nell'atmosfera, risulta γb = γa e conseguentemente H =

Lw1-2. L'unico contributo alla prevalenza è pertanto rappresentato dall'insieme delle perdite di carico dell'aria.

Il contributo alla prevalenza imputabile al superamento da parte dell'aria di un dislivello H risulta pertanto, non solo numericamente trascurabile, ma anche fisicamente inesistente.


69

Particolari del un trasportatore pneumatico

8 [m]

3 [m]

9 [m]

4 [m]

FILTRO

CICLONE

Aspirazione

Al filtro

DIMENSIONAMENTO DI MASSIMA DI UN TRASPORTATORE A NASTRO

Dimensionamento di un trasportatore a nastro

71

Si esegua la progettazione di massima di un impianto di trasporto a nastro che deve addurre una portata q=50 [t/h] di argilla bagnata dal punto più basso della cava fino al livello del piano di campagna secondo il profilo altimetrico riportato in figura.

___________________________________________

Data la lunghezza del percorso si ritiene opportuno realizzare il trasporto del materiale utilizzando due

trasportatori; siano l1 ed l2 le lunghezze di tali trasportatori. Consultando la tabella 22-VIII di [2] (Vol. I, pag. 399) è possibile ricavare la massima inclinazione

ammissibile per un trasportatore a nastro in funzione del tipo di materiale trasportato; nel caso in esame, trattandosi di argilla bagnata, si ricava dalla citata tabella una inclinazione massima ammissibile pari a αmax= 22°.

Supponendo di superare con il primo trasportatore un dislivello h1=50 [m] su una distanza

d1=158[m], si determinano l'inclinazione α1 e la lunghezza l1 del primo trasportatore come:

°=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= 18

dh arctg

1

11α

°=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= 14

dharctg

2

22α

[ ]m661sin

hl1

11 =⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

α

Consultando la tabella 22-VII di [2] (Vol. I, pag. 399) è possibile ricavare, in funzione dell'angolo di

inclinazione assunto per il trasportatore, un coefficiente p di riduzione della portata che considera il riflusso verso valle del materiale causato dall’inclinazione del trasportatore.

Nel caso in esame in corrispondenza di α1=18° e α2=14° si ricavano: P1 = 0.85; p2 = 0.91.

La portata volumetrica di progetto del trasportatore a nastro 1 è data da:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=⎥⎦

⎤⎢⎣⎡=

⋅=

⋅=

skg18

ht64.6

0.910.8550

ppqQ

21m

La tabella 22-VIII di [2] (Vol. I, pag. 399) consente di ricavare il peso specifico in mucchio del

materiale trasportato: γ = 2000 [kg/m3]. La portata volumetrica di progetto è calcolabile con la seguente formula:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡===

hm32.3

264.6QQ

3m

v γ

Adottando una velocità di trasporto v = 1 [m/s], è possibile ricavare la sezione media di materiale

trasportato:

][m 108.97

sm 1

sh

36001

hm 32.3

vQA 23

3

vm

−⋅=

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡⋅

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

==


72

Con riferimento alle norme norme DIN 22101, si ricava ([2], Vol. I, tab. 22-VI, pag. 398) una larghezza unificata del nastro, B=0.50 [m]. La sezione media di materiale trasportato prevista per tale larghezza del nastro è A= 0.01 [m2].

La potenzialità nominale di trasporto risulta quindi pari a:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=⋅⋅=

skg20vAQ γ

Si osservi che per il nastro trasportatore in esame la velocità di trasporto adottata è minore della

velocità massima consigliata (vmax = 2÷2.25 [m/s], tab. 22-X, Vol. I, pag. 400 di [2]). Dopo aver determinato, in funzione della portata e del tipo di materiale, la larghezza e la velocità del

nastro, si procede al calcolo delle resistenze al moto e della potenza assorbita dal trasportatore. RESISTENZE AL MOTO

Le resistenze che si oppongono al moto di un trasportatore a nastro sono le seguenti: 1) Attrito della massa in moto del trasportatore (nastro, rulli, tamburi, rinvii, etc.)

( )01s11 llqfr +⋅⋅= dove: - f è il coefficiente di attrito dei rulli; adottando rulli portanti su cuscinetti a sfere con manutenzione

normale si può assumere f = 0.03; - qs1 è il peso delle parti mobili del primo trasportatore; consultando la tabella 22-XI di [2] (Vol. I,

pag. 401) è possibile ricavare, in funzione della larghezza B del nastro, il peso medio delle parti mobili del trasportatore qs1 = 32 [kg/m];

- l1 è la lunghezza del primo trasportatore misurata tra gli assi dei due tamburi di estremità; nel caso in esame l1 = 166 [m];

- l0 è una lunghezza fittizia della quale si deve incrementare l'interasse reale del primo trasportatore per tener conto di eventuali resistenze fisse:

[ ]m26.8l0.260l 10 =⋅−=

in definitiva si ha:

( ) ( ) [ ]kg18526.8166320.03llqfr 01s11 =+⋅⋅=+⋅⋅= Nota: in realtà lo sforzo r1 si compone di una resistenza relativa al tratto superiore del trasportatore e

di una resistenza relativa al tratto inferiore; in prima approssimazione, la r1 si può considerare dovuta per due terzi al tratto superiore e per il restante terzo al tratto inferiore.

2) Attrito per il trasporto del materiale

( )0mm2 llqfr +⋅⋅= dove: - f è il coefficiente di attrito dei rulli già definito in precedenza: f = 0.03; - qm è il peso del materiale trasportato per unità di lunghezza dal trasportatore:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡===

mkg18

118

vQq m

m

- lm è la lunghezza del tratto carico di trasportatore:


73

lm = (l1 - 1) = 165 [m];

- l0 è la lunghezza fittizia già definita in precedenza:

l0 = 26.8 [m]. Si ha:

( ) ( ) [ ]kg10426.8165180.03llqfr 0mm2 =+⋅⋅=+⋅⋅=

3) Dislivello fra i punti di carico e di scarico

r3 = qm · h1 = 900 [kg] 4) Resistenza dovuta alla presenza di scaricatori fissi

r4 = a · qm dove: - a è una costante che dipende dalla larghezza B del nastro; consultando la tabella 22-XII di [2]

(Vol. I, pag. 401) si ricava a = 0.09 [m].

In definitiva si ha: r4 = a · qm = 0.09 · 18 = 1.6 [kg]

Lo sforzo totale R alla periferia della puleggia motrice è dato da:

R = r1 + r2 + r3 + r4 = 185 + 104 + 900 + 1.6 = 1191 [kg] = 11.68 [kN]

Noto lo sforzo totale R è possibile calcolare la potenza assorbita dalla puleggia motrice del primo

trasportatore, assumendo per il gruppo motore-riduttore che aziona la puleggia un rendimento ηm=0.80, si ha:

[ ]kW14.60.8

111680η

v R Nm

=⋅

=⋅

=

Lo sforzo periferico R sulla puleggia motrice è dato dalla differenza delle tensioni T e t che si hanno

rispettivamente nel tratto superiore ed in quello inferiore del nastro trasportatore:

R = T - t

I valori delle tensioni T e t sono determinati imponendo la condizione limite di aderenza tra nastro e puleggia:

αμ⋅= etT

dove: - α è l'angolo di avvolgimento espresso in radianti; si assume α = 300°=5.23 [rad]; - μ è il coefficiente di aderenza tra nastro e tamburo. Nel caso di tenditore a contrappeso con puleggia

gommata può assumersi μ = 0.35.

Dalle due precedenti relazioni si ottiene:


74

T = 1418 [kg] t = 227 [kg]

Pertanto, è possibile definire la tensione massima di lavoro del nastro:

Considerando che la tensione di lavoro delle tele del nucleo deve essere inferiore al 10% del carico di

rottura, secondo la Norma UNI 3786-79, dalla tabella 22.I-A di [2] (Vol. I, pag.390) si ricava che il numero di tele minimo da adottare per il nastro trasportatore è pari a 4 con un carico massimo di lavoro pari a 31.5 [kg/cm].

Anche la verifica sulla tensione minima risulta soddisfatta, infatti:

t > tmin = 50 · n · B

t = 227 [kg] > 50 · 4 · 0.5 = 100 [kg]

Il dimensionamento del trasportatore a nastro richiede di determinare il diametro e la larghezza delle pulegge, il diametro e l'interasse dei rulli (superiori e inferiori), il contrappeso.

Dalla tabella 22-III di [2] (Vol. I pag. 371) è possibile ricavare, in funzione della larghezza B del nastro, i valori minimi della lunghezza L delle pulegge; nel caso in esame essendo B = 0.50 [m] si ricava, sia per la puleggia motrice che per quella di rinvio, una lunghezza pari a:

L= B + 50 = 500 + 50 = 550 [mm]

Consultando la tabella 22-II di [2] (Vol. I pag. 394) si rileva, in funzione della larghezza B del nastro e del peso specifico del materiale, il valore dell'interasse dei rulli superiori.

Nel caso in esame essendo B = 0.50 [m] e γ = 2 [t/m3] si assume un interasse is = 1.20 [m].

L'interasse fra i rulli inferiori è pari a 2.50 ÷ 3.00 [m]. La tensione del nastro deve essere tale da evitare slittamenti dello stesso sulle pulegge e frecce

eccessive fra i rulli di supporto; conseguentemente il contrappeso avrà un peso minimo pari a:

W ≥ 2 · t = 2 · 227 = 454 [kg] FRENO DEL TRASPORTATORE

Si adotta un freno di tipo meccanico ad arpionismi che deve esercitare sul nastro una forza frenante pari a:

F = qm · H - (r1 + r2 + r4) = 18 · 50 - (185 + 104 + 1,6) = 609 [kg]

Per il secondo trasportatore si procede analogamente al primo.

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡≅==cmkg 29

[cm] 50[kg] 1418

BTτ


75

Profilo altimetrico e configurazione di un sistema di trasportatori a nastro

142 [m] 158 [m]

35 [m]

50 [m]nastro 1

nastro 2

α

α

2

1


76

Particolari costruttivi del nastro trasportatore

210°

R

t

C

C

210°

T

tR=T-t

Variazione della tensioneattorno alla puleggia motrice


77

Particolari costruttivi del nastro trasportatore

To/2

To/2

To

150°

150°

Pretensionamento con contrappeso

Aumento dell'angolo di avvolgimento dellepulegge motrici con galoppino di rinvio

I Trasporti Interni

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