Дипломная (вкр): Модернизация способа очистки бандажей барабана для сушки концентрата

Частота вращения и угловая скорость барабана

 мин-1 (12)

с-1 (13)

Мощности на валах

Мощность электродвигателя, кВт: Рном = 55 кВт.

Мощность на быстроходном валу редуктора, кВт:

Р1 = Рном · м = 55 · 0,99 = 54,45 кВт (14)

Мощность на тихоходном валу редуктора, кВт:

Р4 = Р1 ·ред = 54,45 · 0,83 = 45,19 кВт (15)

Мощность барабана, кВт:

Рбар. = Р4 · м ·  ·венц. пары (16)

Р бар = 45,19 · 0,99 ·0,98· 0,97 = 42,52 кВт

Вращающие моменты на валах, Н·м.

Вращающий момент на выходном валу электродвигателя, Н·м:

Н·м (17)

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Н·м:

Т1 = · Н·м (18)

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м:

Т4 =Н·м (19)

Вращающий момент барабана, Н·м [32]:

Т бар = Н·м (20)

2.2.3 Подбор стандартного редуктора

На основании расчетов выбираем стандартный редуктор горизонтальный цилиндрический трехступенчатый серии 1 ЦЗУ-355-31,5-11-М-УЗ с передаточным числом uред = 31,5, диаметр выходной ступени быстроходного вала dБ = 65 мм, диаметр выходной ступени тихоходного вала dТ =110 мм. [1]

2.2.4 Расчет открытой зубчатой передачи

Исходные данные:

U = 6,75;

n1 = 4,7 об/мин;

n2 = 31,33 об/мин;

Т2 = 88583,3Н· м.

Материал зубчатых колес - чугун СЧ 28, предел прочности при растяжении 240 н/мм2, поверхность твердости зубьев HB = 180-190 рисунок 2.

Рисунок 2 - График нагрузки

Ксут = 0,1, Кгод = 0,8, L = 3 года

Допускаемые контактные напряжения

 , (21)

где HBmin - минимальное значение твердости поверхности зубьев.

 МПа

В качестве расчетного значения принимаем допускаемое контактное напряжение МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

МПа (22)

Определение межосевого расстояния:

, мм (23)

где ze - показатель, который учитывает суммарную длину контактных линий;

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса рассчитываемой передачи, Н·м;

 = 0,1 - показатель ширины зубчатых колес передачи;

Кнa = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, прямозубой передачи;

Кнв = 1 - значение коэффициента после приработки зубьев;

Кнv = 1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

, (24)

где Е=1,6 - коэффициент торцового перекрытия.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 aw = 2240 мм

Рабочая ширина венца

Рабочая ширина колеса:

b2м = в а= 0,1 · 2240 = 224 мм (25)

Рабочая ширина шестерни b1 = b2 + (2…4) = 227мм

Модуль передачи:

m = (0,01…0,02) · aw = 22,4…44,8 мм (26)

принимаем m = 25 мм

Суммарное количество зубьев:

  (27)

Количество зубьев колеса и шестерни:

 (28)

Z2= (29)

Фактическое передаточное число:

 (30)

Геометрические параметры передачи

Диаметры делительных окружностей:

мм (31)

мм (32)

Проверка:

d1 + d2 = 2 aw (33)

 4480

Диаметры вершин зубьев:

мм, (34)

мм (35)

Диаметры окружностей впадин:

 мм, (36)

мм (37)

Окружная скорость колес, м/с:

=м/с (38)

Проверка передачи на контактную выносливость:

, (39)

Мпа

,2  295,5 - условие верно [22].

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

, (40)

где KFβ - показатель, который учитывает планирование производительности по ширине венца,

KFα - показатель, который учитывает планирование производительности между зубьями,

Yβ - показатель, который учитывает наклон зуба; =1 (для прямозубых передач),

YF2 - показатель, который учитывает форму зуба колеса.

МПа

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

, Н, (41)

 Н,

Радиальная сила:

 Н, (42)

где угол профиля зубьев,

2.2.5 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

.2.5.1 Выбор материала приводного вала

В качестве материала выбираем сталь 35, улучшение + нормализация, твердость 179…207НВ.

Средняя твердость:

НВ1 = 0,5 · (179 + 207) = 193

Предел прочности:

в = 600 Н/мм2

Предел текучести:

т = 320 Н/мм2

Предел выносливости: -1 = 380Н/мм2.

2.2.5.2 Расчет и конструирование приводного вала рабочей машины

Первая ступень под полумуфту, мм:

диаметр ступени, мм:

мм, (43)

где = 20…25 Н/мм2

 мм

Получаем d1 =140 мм по нормальными линейным размерам (ГОСТ 6636-78). Подбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006-81 по справочной литературе [20].

№ 12, ,

 = 182,5 + 60 мм (44)

В соответствие с условиями компоновки принимаем длину первой ступени приводного вала L1 =245 мм.

Ступень вала под крышки с уплотнениями и подшипник выбираем исходя из эскизной компоновки, представленной на рисунке 3.

Рисунок 3 - Эскиз приводного вала

Проверочный расчет.

Определим опасное сечение вала. Представим вал как статически определимую балку, лежащую на двух опорах, нагруженную внешними силами. Действие всех внешних сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной) и найдем реакции опор. Схема нагружения приводного вала изображена на рисунке 4.

На муфте:

 , Н, (45)

250·23,973=5993,3 Н

Ft = 45427,3 H

Fr = 16535,5 H

Рисунок 4 - Схема нагружения приводного вала

Определим длины участков быстроходного вала:

 м

Вертикальная плоскость:

 (46)

 (47)

 Н

 (48)

 Н (49)

Выполним проверку:

 (50)

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

 Н∙м, (51)

 Н∙м, (52)

Горизонтальная плоскость:

, (53)

 (54)

Н,

 (55)

, (56)

Н

Выполним проверку:

 (57)

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.

 Н∙м, (58)

 Н∙м

 Н∙м

Суммарные изгибающие моменты:

, Н∙м, (59)

 Н∙м,

 Н∙м

Крутящий момент.

 Н∙м

Приведенные моменты по 3 гипотезе прочности.

, Н∙м, (60)

где  - коэффициент, учитывающий различие в характеристиках циклов напряжений изгиба и кручения, для реверсивной передачи [20]

 Н∙м,

 Н∙м,

Н, (61)

 (62)

2.2.5.3 Предварительный выбор подшипников

Остановим выбор на виде подшипника в связи с определенными условиями эксплуатации. Важные запросы к опорам приводного вала: жесткость, высокая грузоподъемность, умение передавать большие мощности, незначительная окружная скорость, умение рассматривать радиальные нагрузки. Согласно всех перечисленных спросам к опорам, лучшим вариантом является роликовый подшипник радиальный сферический двухрядный.

По посадочному диаметру (d = 150мм) подбираем марку и условное обозначение подшипника.

Выбранный роликоподшипник радиальный сферический двухрядный марки N3530Н ГОСТ 27365 - 87.

В таблице 1 представлена техническая характеристика подшипника.

Таблица 1- Техническая характеристика подшипника

С = 730 кН, C0=1040 кН, n max=1500 м/с

2.2.5.4 Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой Cr и базовой долговечности с требуемой (со сроком службы) согласно условиям:

,

Базовой динамической грузоподъемностью подшипника называется величина постоянной радиальной нагрузки, которую подшипник усваивает при базовой долговечности, равный оборотов внутреннего кольца.

По следующей формуле определяется расчетная динамическая грузоподъемность:

 , (63)

где  -динамическая эквивалентная нагрузка,

 - скорость угловая данного вала, - коэффициент разряда, для шариковых подшипников .

Базовая долговечность:

 (64)