Дипломная (вкр): Модернизация флотомашины ХГИ-57 для обогащения угольного шлама

Исходя из потребной мощности, частоты вращения валов пеноснимателя выбираем электродвигатель переменного тока.[1] Двигатель асинхронный, рассчитан на напряжение 220 В. Данные представлены в таблице 2.3.

Таблица 2.3 - Расчётные данные электродвигателя

Угловая скорость вала электродвигателя:

, с-1, (2.5)

где n - частота вращения электродвигателя, об/мин

с-1

Выбираем передаточное число редуктора

,   (2.6)

Принимаем передаточное число редуктора U=50 в соответствии с ГОСТ 2144-76.

Так как частота вращения первого и второго вала пеноснимателя должна быть равной, то принимаем передаточное число цепной передачи U=1.[9]

Кинематический расчет привода

Частота вращения на валах:

,об/мин, (2.7)

где n1 - частота вращения электродвигателя, 700 об/мин,

об/мин

Так как передаточное отношение цепной передачи равняется 1, то частоты вращения на валах равны:

об/мин (2.8)

Угловые скорости на валах:

, (2.9)

где ω1 - угловая скорость электродвигателя, ω1= ωэл= 73,27, с-1 ,

с-1

Так как передаточное отношение на втором редуктора равняется 1, то угловые скорости на валах равны:

с-1

Нагрузки на валы приводов пеноснимателя:

, кВт,(2.10)

кВт

, кВт, (2.11)

кВт

, кВт(2.12)

кВт

, кВт (2.13)

кВт

Крутящие моменты на валах:

, Н×м,(2.14)

Н×м

, Н×м(2.15)

Н×м

, Н×м(2.16)

Н×м

, Н×м (2.17)

Н×м

Поскольку выходной вал электродвигателя и приводной вал рабочей машины лежат в разных плоскостях перпендикулярно друг другу, то выбираем редуктор червячный.

Так как передаточное число редуктора должно быть 50, то редуктор выбираем одноступенчатый.[1]

Выбираем червячный редуктор Ч-100-50-52-1-К-У3 со следующими параметрами: передаточное число iр = 50, Мт= 300÷415 Н·м. [1, таблица 5.1.54]

.2.3 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета: в приводе роликовая цепь передает вращение второму ряду валов пеноснимателя. Крутящий момент на валу первого ряда 353,06 Нм; передаточное число u = 1; межосевое расстояние а=545мм; расположение цепи - горизонтальное; смазывание - периодическое; регулирование цепи также периодическое.

Расчет начинаем с выбора числа зубьев ведущей звездочки.

, (2.18)

Берем число зубьев z1 = 27.

Получаем количество зубьев ведомой звездочки z2 = z1 =27, так как передаточное число равно 1.

Находим шаг цепи t:

, мм,(2.19)

где Т3 - момент врощения на валу, Т3 = 353,06, Нм;

[σ] = 40, МПа ;р = 1;

Кэ - коэффициент, учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.

Кэ =К1 ∙К2 ∙К3 ∙К4 ∙К5 , (2.20)

Кэ = 1∙1∙1∙1,25∙1,5 = 1,88

Принимаем ближайшее стандартное значение t=25,4мм.

Определяем скорость цепи υ:

, м/с (2.21)

где n3 - частота вращения вала ведущей звездочки, n3 =14, об/мин.

м/с

Проверяем расчетное давление по формуле:

, МПа  (2.22)

МПа

Условие σ ≤ [σ] выполнено.

Подбираем цепь приводную роликовую однорядную нормальной серии Цепь ПР 25,4 - 60 ГОСТ 13568 - 75; t = 2,54 см; нагрузка разрушения FВ=60кН; масса одного метра цепи m = 2600г; расстояние между внутренними пластинами b3=15,88мм; диаметр валика d = 7,95мм; диаметр ролика d1 = 15,88мм; ширина внутренних пластин h = 24,2мм.[3]

Определяем геометрические параметры передачи: межосевое расстояние (принимаем конструктивно) а = 21,46∙t = 21,46∙25,4 = 545мм.

Число звеньев цепи:

, мм, (2.23)= a/t , мм, (2.24)= z1 + z2 , (2.25)

zc = 27 + 27 = 54

, (2.26)

мм(2.27)

Расчетная длина цепи:

, мм, (2.28)

 мм

Проверяем цепь по числу ударов:

, с-1, (2.29)

 с-1

Допускаемое значение [ω] = (а/2)/t = 272,5/25,4 = 10,7с-1 ; условие ω≤[ω] выполнено.

Коэффициент запаса прочности цепи:

;(2.30)

где FР - разрушающая нагрузка цепи, FР = 60∙103 Н;- окружное усилие;Ц - нагрузка от центробежных сил;- применяемая сила от провисания цепи;

, Н, (2.31)

Н

Диаметр делительной окружности dд :

, мм, (2.32)

 мм

, Н, (2.33)Ц = 2 0,162 = 0,067 Н 

, Н, (2.34)

Н

Так как [s] = 7,3, то , следовательно, s ≥ [s]. Условие выполнено.

Предварительное натяжение цепи, Н:

, Н, (2.35)

где Kf = 6 коэффициент провисания для горизонтальных передач;= 2,6 кг;

а = 545 мм = 0,545 м;

Следовательно:

 Н

Сила давления цепи на вал, Н:

, Н, (2.36)

где kв = 1,15 коэффициент положения передачи

Следовательно:

 Н

Конструкция и размеры звездочек:

Размер диаметра наружной окружности звездочек Dе .

, мм, (2.37)

мм

Диаметр окружности впадин Di , мм:

= dд - 2·r , мм, (2.38)

где r - радиус впадин, r =8,03мм

= 218,8- 2·8,03 = 202,74 мм

Ширина зуба звездочки, мм:

, мм, (2.39)

где BВН =15,88мм

 мм

Радиус закругления зуба r3 , мм:

= 1,7·d1 , мм, (2.40)= 1,7·15,88 = 27 мм

Радиус у обода r4 =1,6мм.

Расстояние от вершины зуба до линии центра дуг закруглений H , мм:

= 0,8 ·d1 , мм, (2.41)= 0,8·15,88 = 12,7мм

Толщина диска, мм:

С = m1 + 2 r4 , мм, (2.42)

мм

Диаметр обода, мм:

, мм, (2.43)С1 = 25,4 ctg6,7 - 1,3 24,2= 185,85 мм

Внутренний диаметр ступицы d = 45мм;

Наружный диаметр ступицы dст = 1,55d = 1,55·45=70мм;

Длина ступицы lст = (0,8…1,5)·dст = 84 мм.

.2.4 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Для изготовления приводного вала выбираем сталь 40Х, улучшение, твердость 269…302 НВ

Средняя твердость НВ1 = 0,5·(302+269)=285,5

Предел прочности  

Предел текучести  

Предел выносливости  

Определение диаметра концевого участка вала из условия прочности на кручение:

, мм, (2.44)

мм

Выбираем диаметр концевого участка вала согласно ГОСТ 6636-69:= 45 мм

Диаметры остальных участков вала принимаем конструктивно, учитывая технологию сборки:п = 50 ммб = 55 мм

.2.5 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

Данное оборудование работает в средних - легких условиях, поэтому мы выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник серии ширин 0, средней серии: По ГОСТ 8338-75

Для всех валов пеноснимателя устанавливаются одинаковые подшипники 310. Схема родшипника представлена на рисунке 2.3.

Количество валов, на которых установлены подшипники - 6.

Количество подшипников составляет -12 штук.

Основные характеристики подшипника 310:=50, мм; D=110, мм; B=27, мм; r=3, мм; С=61800, Н; С0=36000, Н; m=1,08, кг; nпред=6300, об/мин.

Манжетные уплотнения в корпусах подшипников:

ГОСТ 8752-79 1-50х70-3.

Рисунок 2.3- Схема подшипника

.2.6 Силовой расчет приводного вала рабочей машины

Рисунок 2.4 - Расчетная схема

Fоп = 3885, Н; FM - консольная сила, действующая со стороны муфты, Н

М = 125 ⸱√T =2300 Н

Плоскость по горизонтали:

Расчитываем реакции в опорах, Н:

  (2.45)

(2.46)

   (2.47)

(2.48)

Проверка:

;  (2.49)

+3885-6427-2058+2300=0

Построение эпюры изгибающих моментов относительно оси OY, Нм:

= 0 Нм

 Нм

 Нм

 Нм

 Нм

Крутящий момент на приводном валу:

Мк = Т4=338,78 Нм

Определяем суммарные реакции, Н:

 Н

 Н

Суммарные изгибающие моменты, Нм:

.

.2.7 Проверка подшипников на долговечность

Проверке подлежит радиальный однорядный шариковый подшипник №310: d=50, мм; D=110, мм; B=27, мм; r=3, мм; Сr=61800, Н; С0r=36000, Н; m=1,08, кг; nпред=6300, 1/мин.

Эквивалентная нагрузка, Н:

Е = X · Kк · R · Kб · Kт , Н, (2.50)

где R=RA = 6427, H

В соответствии с условиями работы подшипников принимаем рабочие коэффициенты:

Кк=1,0 - вращается внутреннее кольцо;

Кб=1,5 - коэффициент безопасности, если возможны кратковременные нагрузки до 150 %;

Кт= 1,0 - температурный коэффициент при рабочей температуре ≤ 100ºС;

В конструкции отсутствует осевая нагрузка, значит Ra=0.

Где х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки для радиальных шариковых подшипников.

Следовательно:

 , Н, (2.51)

Определяем расчетную долговечность подшипников.

=, час, (2.52)= час

Обычно в различных приводах желаемая долговечность составляет до 36000 час, поэтому полученное значение можно считать достаточным.

.2.8 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Геометрические размеры шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала и затем проверяем по условию прочности на смятие. Проверке подлежат шпоночные соединения звездочки с приводным валом, и соединение полумуфт с приводным валом. [2]