Машины и аппараты химических производств и предприятий строительных материалов

5.2 Расчёт основных параметров машины

Исходные данные:

наружный диаметр барабана - Дб = 2800 мм = 2,8 м; внутренний Дб = 2760 мм = 2,76 м; длина барабана Lб = 20 м;

высушиваемый материал - гранулированный шлак плотностью с = 700 кг/м3;

влажность материала - начальная Wн = 22%, конечная Wк = 3%;

частота вращения барабана пб = 4,2 мин 1. Расчёт производим используя (Л - 1) - С. 163, 164.

наклон оси барабана к горизонту, %;Я= %.

Определяем время сушки порции материала:

где в - коэффициент заполнения корпуса барабана материалом, в = 0,1...0,25; принимаем в = 0,2; А - паросъём, кг/(м3/ч); А = 45? 65 кг/(м3/ч); принимаем А = 55 кг/(м3/ч);

Определяем производительность сушильного барабана, как транспортирующего механизма:

Пм = А0 ? v ?Кз ?с

где А0 - площадь внутреннего сечения корпуса барабана, м2;

v - скорость перемещения материала внутри барабана вдоль его оси, м/с;

Кз - коэффициент заполнения материалом объёма барабана; Кз = 0,1;

Пм = 6 ? 0,018 ?0,1? 700 = 7,56 кг/с = 27,2 т/ч

Определяем внутренний объём корпуса барабана:

Voб = А0 ? L = 6 ? 20 = 120 м2

Определяем производительность сушильного барабана по выходу влаги:

Пw = Пм [Wн : (100 - Wн) - Wk : (100 - Wk)] = [(14-2): (100-14) - 2 : (100 - 2)] x 7,56 = 0,9 кг/с

Определяем требуемый объём сушильного барабана, как сушильного агрегата:

Размеры сушильного барабана обеспечивают его работу как теплового агрегата, т. к.

5.3 Расчёт мощности, подбор электродвигателя и кинематический и силовой расчёт привода

Определяем вес вращающихся частей сушильного барабана:

Gвр = Gб + Gm

где Gб - вес барабана в сборе; Gб= 166 КН (заводские данные); Gm - вес материала, находящегося в корпусе барабана, КН;

Gm = V б ?K3?с? g=120?0,l ? 0,7?9,81 = 82,4 КН;

Gвр = 166+ 82 = 248 КН.

5.3.1 Построение кинемической схемы

Рис.5.2. Кинематическая схема сушильного барабана

5.3.2 Кинематический и силовой расчёт привода

Определяем мощность, затрачиваемую на подъём материала барабаном при сушке по формуле:

Р1 = 1,95 R30б? L?щб, кВт

где щб - угловая скорость вращения барабана, рад/с

R б - внутренний радиус барабана, м;

R0б =Д0б/2 = 2,76/2 = 1,38 м

Р1 = 1,95 ? 1,383 ? 20 ? 0,21 = 21,5 кВт.

Определяем мощность, расходуемую на преодоление трения в подшипниках качения опорных роликов:

P2 = 0,115 Gвр ? r ?щр, кВт

Gобщ - вес вращательных частей барабана и материала; Свр = 440 КН; r - радиус вращения опорных роликов, м; r = 0,4 м; щр - угловая скорость вращения роликов, рад/с;

Определяем мощность, расходуемую на преодоление трения качения бандажей по роликам по формуле:

Р3 = 0,0029Gвр? щб = 0,0029 ? 248 ? 0,44 = 0,3 кВт

Определяем потребную мощность электродвигателя по формуле:

где ?пр -- КПД, учитывающий потери мощности на преодоление трения в приводном механизме и в уплотнениях барабана; ?пр = 0,7...0,8, принимаем ?пр -0,75.

По найденной требуемой мощности подбираем двигатель марки 4А 315510 УЗ ГОСТ 19523-81.

Таблица 1. Техническая характеристика электродвигателя

Определяем передаточное число привода:

где Uред - передаточное число редуктора; принимаем Uред =16

Uз.п .- передаточное число зубчатой передачи

Определяем частоту вращения, угловые скорости, мощности и вращающие моменты на каждом валу:

1 вал:

2 вал:

Р2 = Р1??ред, принимаем ?ред = 0,97; Р2 = 53,5 ? 0,97 = 51,9 кВт

T2 = Р2? 103/ щ2 = 51,9? 103/3,86= 13446 Н.м.

На барабане

где ?з.п. - КПД зубчатой передачи; ?з.п. = 0,95.. .0,96; принимаем ?з.п. = 0,95

T3 = Р3 ? 103/ щ3 = 49,3 ? 103/0,44 = 112057 Н.м.

Результаты расчётов заносим на рис. 5.2.

Подбираем стандартный редуктор цилиндрический марки Ц2У-400Н 16-12М-У3 ТУ2-056-165-77

Таблица. Техническая характеристика редуктора

5.4 Расчёт передач на прочность

5.4.1 Расчёт зубчатой передачи

Исходные данные:

передаваемый зубчатым венцом вращающий момент - Tз = 112057 Н.м;

передаточное число передачи Uз.п. = 8,78;

работа непрерывная, при временных перегрузках до 20%

Проектный расчёт

Так как передача укрыта кожухом, проектный расчёт ведём на контактную выносливость зубьев в последовательности, рекомендованной (3) - С. 35-46.

Определяем межосевое расстояние передачи:

где Ка = 49,5 - для прямозубых передач;

Кнв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Кнв = 1... 1,15; принимаем Кнв = 1,15 по ГОСТ 2185-69;

шва - коэффициент ширины зубчатого венца; шва=в/А; принимаем шва= 0,125;

[д]н - допускаемое контактное напряжение, МПа;

дHeimb - предел контактный выносливости при базовом числе циклов;

KHL - коэффициент долговечности; KHL = 1;

[Sн] - коэффициент безопасности; [Sн] = 1,2.

Принимаем для изготовления подвенцовой шестерни сталь 45

ГОСТ 1050-88, имеющую дТ= 340 МПа, дв = 690 МПа, средняя твёрдость 200 НВ, термообработка улучшение, а для зубчатого венца - сталь 45Л ГОСТ 1050-88, дв = 520 МПа, дt = 290 МПа, средняя твёрдость - 180 НВ, термообработка - нормализация ((3) - С.34, табл. 3.3.). Для выбранных сталей находим:

Принимаем ащ = 2500 мм по ГОСТ 2185-76

Определяем модуль: m = (0,01..0,02) ащ = 2500 ?(0,01..0,02) = 25..50 мм;

принимаем m = 25 мм по ГОСТ 2185-76.

Определяем числа зубьев (суммарное , шестерни зубчатого венца)',

принимаем Z1 = 20; Z2 = ZУ - Z1 = 200 - 20 = 180;

- уточняем межосевое расстояние:

ащ = 0,5 ZУ ? m = 0,5 ? 200 ? 25 = 2500 мм - оно не изменилось;

- уточняем передаточное число:

увеличение Uз.п. составляет:

что допустимо.

Вычисляем параметры шестерни и зубчатого венца:

1) делительные диаметры - d1 (шестерни) = m ? Z1 = 25 ? 20 = 500 мм;

- d2 (зубчатого венца) = m ? Z2 = 25 ? 180 = 4500 мм;

2) наружные диаметры - da1 = d1+ 2m = 500 + 2 ? 25 = 550 мм;

-da2 = d2 + 2m = 4500 + 2 ? 25 = 4550 мм;

3) диаметр впадины - df1 = d1 - 2,5m = 500 - 2,5 ? 25 = 437,5 мм;

- df2 = d2 - 2,5m = 4500 - 2,5 ? 25 = 4437,5 мм;

4) ширину - b1 = b2 +15 мм = 315 +15 мм = 330 мм;

- b2 = ащ ? шва = 2500 ? 0,125 = 312,5 мм; принимаем b2= 315 мм

Определяем силы в зацеплении зубьев:

1) окружная

2) радиальная Fr = Ft ? tg 20° = 49,8 ? 103 ? 0,364 = 18,1?103Н; Определяем окружную скорость:

По vокр назначаем 8-ю степень точности передачи b1=330ММ

Определяем расчётные контактные напряжения зубьев:

где Zh - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления; Zh = 1,76;

Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Zе= 0,9;

Кн - коэффициент нагрузки; Кн = Кнб ? Кнв ? Кнг ? Кнд ; (3) - С. 32;

Кнб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; Кнб = 1,06; (3) - С. 39, табл. 3.4;

Кнв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; зависит от швd = b2 = 315 = 0,07; Кнв = 1; (3) - С. 39, табл. 3.5; d2 4500

Кнг - динамический коэффициент, Кнг= 1,05; (3) - С. 40, табл. 3.6;

Уточняем допускаемые напряжения на контактную выносливость зубьев:

где дHeimb 2 = 390 МПа; КHL = 1; [Sн] = 1,2.

Zr- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых

поверхностей; Zr= 0,9 - для 8-ой степени точности;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости на контактную прочность зубьев; Zv = 1 ; (3) - С. 40.

Kl - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала на контактную прочность зубьев; Kl = 1;

Кхн - коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого венца;

Контактная прочность зубьев обеспечена.

Проверочный расчёт зубьев передачи на выносливость при изгибе

Определяем допускаемое напряжение на изгиб:

где дFeim - предел выносливости при эквивалентном числе циклов, МПа;

дFeim = д°Feim ?KFa ?KFd ? KFc?KFL; (3) - C.44

KFa - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев; KFa= 1;

KFd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения и электрохимической обработки переходной поверхности; KFd = 1;

KFc - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

KFc=1;

KFL - коэффициент долговечности; KFL = 1;

д°Feim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений, соответствующий их базовому числу;

д°Feim1 = 1,8 НВ = 1,8 ? 180 = 324 МПа - для зубчатого венца;

д°Feim2 = 1,8 ? 200 = 360 МПа - для шестерни;

дFeim2 = 324 ? 1 ? 1 ? 1=324 МПа - для зубчатого венца;

дFeim1= 360 ? 1 ? 1 ? 1= 360 МПа - для шестерни;

Ys - коэффициент, учитывающий градиент напряжений, зависящий от модуля; интерполируя получаем -

Yr - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; Yri = Yr2 =1;

KxF2 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

[Sf] - коэффициент безопасности; [Sf] = [<Sf]' x [Sf]"; (3) - C.43; [iSf]' - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств зубчатых колёс;

[Sf]' = 1,75; (3) - С.45, табл. 3.9;

[Sf]"2 - коэффициент, учитывающий влияние на изгибную выносливость способа получения заготовки; [Sf]" =1,3 - для литых заготовок;

Определим отношение [дf]1/ Y1 - для шестерни и [дf]2 /Y2 для зубчатого венца; где Y1 и Y 2 -коэффициенты, учитывающие форму зуба; Y1 - 4,09; Y2=3,6;

- расчёт зубьев на изгиб ведём по зубчатому венцу.

Определяем расчётные напряжения изгиба:

KF2 - коэффициент нагрузки; KF2= KFв ? Kfv; (3) - C.42;

KFв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, зависит от Хво = b2/d2= =315/4500 = 0,07; KFв =l.

Kfv - динамический коэффициент; Kfv = 1,25; Kf2 = 1 ? 1,25 = 1,25.

Выносливость зубьев на изгиб обеспечена, т. к. дf2 = 28,5 МПа < [дf]2 = 44,6 МПа.

5.5 Расчёт деталей машины на прочность

5.5.1 Расчёт вала подвенцовой шестерни

Исходные данные:

передаваемый валом вращающий момент-Т= Т2 = 13446 Н.м =13446 ?103 Н.мм;

угловая скорость щ =щ2= 3,86 рад/с;

окружная сила на шестерне -Ft = 49,8 ? 103 Н;

радиальная сила на шестерне -Fr= 18,1 ? 103Н;

Проектировочный расчёт

Определяем диаметр конца вала (под полумуфту) из расчёта только на кручение:

где Мк - крутящий момент, действующий в сечениях конца вала, Н.мм;

Мк=T= 13446 ? 103 Н.мм;

[i]к - допускаемое напряжение кручения, МПа (н/мм2); [i]к = 20.. .30 н/мм2;

принимаем [i]к = 30 МПа (н/мм2)

принимаем по ГОСТ 6036-69 d =150 мм.

Проверочный расчёт вала

Вычерчиваем схему подвенцовой шестерни и назначаем диаметры шеек вала (см.рис. 5.4а): слева - направо:

d1 = 150 мм - под посадку полумуфты;

dп = 170 мм - под посадку подшипников;

dш =190 мм - под посадку подвенцовой шестерни.

Вычерчиваем расчётную схему вала (рис. 7.46). На шестерню действуют взаимно перпендикулярные окружная Ft и радиальная Fv силы. Заменим их действие на вал действием результирующей силы:

Сила Fрез пересекает ось вала в точке "С" под прямым углом. Повернём вал так, чтобы Fрез была направлена вертикально и вычертим расчётную схему (см. рис. 7.4в). На вал действует плоская система сил Fрез, реакции подшипников Ra и Re. Т. к. сила Fрез расположена на одинаковом расстоянии от подшипников А и Б, то их реакции направлены, как показано на схеме, и равны:

Ra = Rb = Fрез/2 = 53 ? 103/2 = 26,5 ? 103 Н = 26,5 КН.

Выбираем для изготовления вала сталь 45 ГОСТ 1050-88, имеющую следующие механические свойства: предел прочности дв = 890 МПа (н/мм2), предел текучести дт = 650 МПа (н/мм2), предел выносливости по нормальным напряжениям д-1 = 380

МПа (н/мм2), предел выносливости по касательным напряжениям

i -1 = 0,58 ? д-1=0,58 ? 380 = 220 МПа (н/мм2),

средняя твердость - 285 НВ, термообработка -улучшение.

Определяем изгибающие моменты в сечения вала:

Миа = Мив = Миб = 0; Мис = Ra ? 0,4 = 26,5 ? 10з ? 0,4 = 10,6 ? 103Н.м.

Строим эпюру изгибающих моментов (рис. 5.4г).

Вращающий момент передаётся от середины ступицы полумуфты, насаженной на крайнюю левую шейку вала (см. рис. 5.4) до середины подвенцовой шестерни по часовой стрелке (если смотреть со стороны полумуфты). Под его действием в сечениях вала на участке ВС возникают крутящие моменты, одинаковые в каждом сечении и равные: Мк = Т - 13446 Н.м. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 5.4д). Как видно из эпюр Ми и Мкр, опасным является сечение вала в точке "С" диаметром d=220 мм = 0,22 м. Определяем действующие в нём напряжения:

1) изгиба -

2) кручения -

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу с амплитудой, равной: да = ди = 10,0 МПа, (н/мм2). Напряжения кручения изменяются по отнулевому циклу с амплитудой, равной: iа = iк/2 = 6,3/2 = 3,15 МПа. В сечении вала "С" - два концентрата напряжения: шпоночный паз с галтелью и посадка с натягом. Согласно примечанию в (2) - С. 15, табл. 02, в расчёт принимаем концентрацию напряжений от посадки шестерни. Определяем для опасного сечения "С" вала коэффициенты, влияющие на концентрацию напряжений:

коэффициент влияния шероховатости поверхности - Kf = 1,2 (2) - С. 15, табл. 03;

коэффициент влияния поверхностного упрочнения (без него) - Kv = 1,0; (2) - С. 15, табл. 04;

отношение эффективных коэффициентов концентрации напряжений

4) коэффициент концентрации для опасного сечения

Определяем пределы выносливости вала в опасном сечении:

Определяем расчётные коэффициенты запаса прочности вала в опасном сечении по нормальным и касательным напряжениям:

Определяем общий расчётный коэффициент запаса прочности вала в сечении "С":

Выносливость вала обеспечивается, т. к. S > [S] = 2,5.

Рис. 5.4. Схемы к расчёту вала

5.6 Подбор и расчёт на прочность шпонок

5.6.1 Подбор и расчёт шпоночного соединения "вал -шестерня"

Исходные данные:

диаметр вала d = dш = 190 мм;

передаваемый шпоночным соединением вращающий момент Т = 13446 Н.м = 13446 ? 103Н.мм;

нагрузка переменная, с временными перегрузками на 20%

По диаметру вала d =190 мм для соединения с ним шестерни принимаем призматическую шпонку со скругленными торцами, имеющую следующие размеры поперечного сечения по ГОСТ 23360-78:

ширина b = 45 мм;

высота h = 25 мм;

глубина паза t1 = 15 мм.

Принимаем для изготовления шпонки сталь 45 ГОСT 1050-88, имеющую допускаемые напряжения на смятие при переменной нагрузке [д]см = 70... 100 Н/мм2; принимаем [<5]см = 80 Н/мм2. (2) - С. 77

Расчётная длина шпонки равна:

Полная длина шпонки равна: ? = ?р +b = 208 + 45 = 253 мм; принимаем по ГОСТ 23360-78 I = 250 мм. Записываем условное обозначение шпонки: 45x25x250 ГОСТ 23360-78. Длину ступицы шестерни принимаем на 10 мм больше длины шпонки:

?ст.ш. = 250+10 = 260мм.

5.6.2 Расчёт шпоночного соединения "вал - полумуфта"

Исходные данные:

диаметр вала d = dп = 150 мм;

передаваемый вращающий момент Т=13446 Н.м;

нагрузка-переменная, с временными перегрузками до 20%.

Принимаем призматическую шпонку с обоими скруглёнными концами, имеющую размеры поперечного сечения по ГОСТ 23360-78:

ширину b = 36 мм;

высоту h = 20 мм;

глубину паза t1= 12 мм.

Материал шпонки - сталь 45 ГОСT 1050-88, допускаемое напряжение на смятие [д]см = 80 H/мм2 (см. п. 7.6.1.).

Расчётная длина шпонки равна:

Т. к. длина шпонки достаточно большая, принимаем две шпонки расчётной длиной ?p1 = ?р/2= 165 мм.

Полная длина каждой шпонки равна: ? = ?р + b= 165+ 36 = 201 мм; принимаем по ГОСТ 23360-78 I = 200 мм. Обозначение шпонки: 36?20?200 ГОСТ 23360-78. Длина шейки вала определится длиной ступицы полумуфты после её подбора.

5.7 Подбор и расчёт подшипников

5.7.1 Подбор и расчёт подшипников подвенцовой шестерни

Исходные данные:

угловая скорость вала щ =щ2 = 3,86 рад/с;

диаметр вала d = dп = 170 мм;

радиальная реакция подшипника Rr = Ra = 26,5 КН, осевая - отсутствует;

нагрузка на подшипник-переменная, с временной перегрузкой на 20%

С учётом условий работы намечаем к установке самоустанавливающийся радиальный сферический двухрядный роликоподшипник № 1634 ГОСТ 5720-75, имеющий следующие данные: d= 170 мм; Д = 360 мм, В = 120 мм, Сдин = 252 КН. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку на подшипник:

Re = (XV? Rr + УRа) ? Кд ? К i ; (2)-С. 330.

где X, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; X = 1;

Ra - осевая нагрузка; Ra = 0.

V - коэффициент, учитывающий зависимость долговечности подшипника от того, какое из колец вращается; V= 1;

Кд - коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузок на долговечность подшипника; Кд = 1,3... 1,8; принимаем Кд = 1,6;

Кi - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника; Кi = 1. (2) - С. 331

Re = X? V?Rr?Kд?Ki =l ? 1 ?26,5 ? 1,6 = 42,4 КН.

Определяем требуемую расчётную динамическую радиальную грузоподъёмность подшипника:

где р - показатель степени; р -10/3; Lh- требуемая долговечность подшипника ; Lh = 4000.. .30000 ; принимаем Lh = 25000.

Долговечность выбранного подшипника обеспечивается, т. к. Счдин = 141,4 КН < Счдин = 252 КН.

5.8 Подбор и расчёт соединительных муфт

5.8.1 Подбор и расчёт муфты, соединяющей ведомый вал редуктора с валом подвенцовой шестерни

Исходные данные:

диаметр вала d= dм =150 мм;

передаваемый вращающий момент Т= Т2 = 13446 Н.м;

условия работы - режим - непрерывный, нагрузки - переменные, с временным возрастанием до 120%.

Учитывая большую величину возрастающего момента и условия работы, принимаем к установке зубчатую муфту. Определяем расчётный вращающий момент для её выбора:

Тр = К?Т; (3)-С. 268;

где К - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; К = 1,15... 1,2; принимаем К = 1,2; (3)-С. 272, табл. 11.3;

Т= 1,2 ? 13446 = 16135 Н.м = 16,135 КН.м

По диаметру вала d и Тр выбираем зубчатую муфту и записываем её условное обозначение: муфта 23600-150-МЗ-Н ГОСТ 5006-55. Выбранная муфта имеет следующие параметры:

крутящий момент - 23600 Н.м.;

диаметр посадочного отверстия - d= 150 мм;

длина ступицы полумуфты - ? =210 мм;

j4) допустимая частота вращения [n] = 1900 мин1

5.8.2 Подбор и расчёт муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора

Исходные данные:

диаметр вала d = 75 мм, длина шейки ? = 140 мм;

передаваемый вращающий момент Т=Т1 = 866 Н.м;

условия работы - переменные нагрузки с кратковременным возрастанием до 120%.

Принимаем к установке муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Расчётный момент для выбора полумуфты - Tр = К ? T= 1,2 ? 866 = 1040 Н.м. Выбираем муфту и записываем её обозначение: МУВП 2000-75-11.-УЗ ГОСТ 21424-75. Муфта имеет параметры:

номинальный вращающий момент - 2000 Н.м;

диаметр посадочного отверстия - d= 75 мм, длина -? = 140 мм;

Страницы: 1, 2, 3, 4