2 Розрахункова частина
2.1Розрахунок основних параметрів сушильного барабана
Початкові дані для розрахунку:
- початкова вологість матеріалу W1 = 20%;
- кінцева вологість матеріалу W2 = 10%;
- кут нахилу барабана α = 40;
- передбачувана продуктивність Q = 6 т/год.
2.1.1 Визначення розмірів сушильного барабана
Кількість вологи,що видаляється в годину
nвол
(2.1)
nвол
=
Внутрішній об'єм барабана
V=
; (2.2)
де А - пароз'єм барабана, приймаємо А = 60 кг/м3*с
V
=
=
12,5 м3,
Довжина барабану
L
=
; (2.3)
де D = 1,2 м - внутрішній діаметр барабана
L=
= 11,0 м,
Приймаємо до установки сушильний барабан коміркового типу з діаметром D = 1,2 м, довжиною L = 11 м і з робочим об'ємом V = 12,5 м3.
2.1.2 Визначення продуктивності
Продуктивність сушильного барабана по волозі
Qвол = A * V; (2,4)
Qвол = 60 * 12,5 = 750 кг/с,
Продуктивність за висушеним матеріалом
QМ
=
* Qвол; (2,5)
QМ
=
* 750 = 6000кг,
Час проходження матеріалу через барабан
; (2,6)
де β = 0,1...0,25 - коефіцієнт заповнення барабана в долях одиниці;
приймаємо β = 0,25;
γ = 1700 кг/м3 - середня насипна щільність матеріалу.
=
44,7.
2.1.3 Розрахунок необхідної потужності електродвигуна
Необхідна потужність приводу сушильного барабану
P = 0,0013 * D3 * L * γ * n * δ, (2,7)
де n - частота обертання барабана;
приймаємо n = 2 об/хв.
δ = 0,01...0,07 - коефіцієнт, що враховує умови теплообміну в барабані [1,с.163,табл.32]
кВт
Приймаємо до установки асинхронний двигун серії 4А132S6У3 потужність двигуна РДВ = 5,5 кВт, частота обертання nДВ = 965 об/хв.
2.1.4 Кінематичний розрахунок приводу і вибір редуктора
Загальне передавальне число приводу
, (2,8)
=
= 482,5
Передавальне число відкритої зубчатої циліндричної передачі из.п. < 12
Приймаємо зазделегідь из.п = 10.
Передавальне число редуктора
, (2,9)
По передаваній потужності і передавальному числу і ПВ 25% приймаємо редуктор типу Ц2-350 з передавальним числом иред = 50,94 і передавальною потужністю при п = 1000 об/хв. - Р ≤ 9,0 кВт.
Дійсна частота обертання барабана
, (2,10)
об/хв
Частота обертання підвенцової шестерні
; (2,11)
.
2.2 Розрахунок на міцність основних вузлів і деталей
2.2.1 Розрахунок відкритої циліндрової зубчатої передачі
Призначаємо відкриту циліндричну прямозубу нереверсивну.
Матеріал зубчастих колес сталь 45 з поверхневою закалкою ТВЧ до твердості >HB350; nдв = 965 об/хв, пб = 1,89 об/хв, пш = 18,94 об/хв.
Крутний момент на валу підвінцової шестерні
, (2,12)
де Р1 - необхідна потужність двигуна, кВт;
ω1 - кутова швидкість двигуна;
(2,13)
Приймаємо
по [1,с.
368, табл. П21 і с. 371, табл. П28]
для сталі 45 (HRC
40...50)
= 800 МПа;
= 6 * 107;
= 270МПа
для нереверсивної передачі,
=4*106
і
призначаємо ресурс передачі tч
= 104
ч.
Число циклів напружень
(2,14)
Так
як NHE
<
іNFE
<
,
то значення коєфіцієнта циклічної
довговічностіKHL
= 1,8 і KFL
= 2,08
Допустимі напруження
(2,15)
(2,16)
Визначаємо
коефіцієнти ширини зубчастого колеса
= 0,2...0,25
- при консольному розташуванні одного
з зубчастих колес. Приймаємо
= 0,2.
Для відкритих зубчастих передач
, (2,17)
По [1, с. табл. П25], інтерполіруючи, находим (при > НВ 350)
KHβ = 1,2;
KFβ = 1,3.
Призначаємо кількість зубців шестерні відкритої зубчастої передачі z1 = 18.
Кількість зубців зубчастого колеса
(2,18)
.
Модуль відкритої зубчастої передачі
, (2,19)
де УF – коефіцієнт форми зуба
при z1 = 18 і z2 = 180 :
= 4,24;
= 3,77;
Km = 1,2 – для прямозубих передач.
Так
як
>
,
а
прийнято
загальним для шестерні і колеса, то
/УF
для
шестерні буде менше, ніж для колеса,
тому розрахунок на міцність зуба при
вигині необхідно виконувати по зубу
шестерні.
Приймаємо m = 8 мм.
Визначаємо параметри передачі.
Діаметр ділильний:
d1 = m * z1; (2.20)
d1
=
d2 = m * z2; (2,21)
d2
=
Діаметри вершин зубців
=d1
+ 2 * m; (2.22)
=
=
d2
+ 2 * m; (2.23)
=
Діаметр западин зубців
=
d1
– 2,5 * m; (2.24)
=
=
d2
– 2,5 * m; (2.25)
=
Визначаємо міжщсьву відстань
=
0,5 * (d1
+ d2); (2.26)
=
Ширина зубчастих колес
b2
=
*d1; (2.27)
b2
=
b1 = b2 + 5; (2.28)
b1
=
Приймаємо b1 = 102 мм.
Визначаємо колову швидкість і назначаємо ступінь точності передачі
, (2,29)
Призначаємо 9-у ступінь точності (при υ ˂ 2 м/с).
Окружна сила
, (2,30)
Радиальна сила
, (2,31)
Міцність зубців відкритої передачі на контактну витривалість
, (2,32)
де ZH – коефіцієнт, який ураховує форму спряжених поверхнею зубців;
при
= 200,
z
= 1,76;
ZМ – коефіцієнт, який ураховує механічні властивості матеріалів спряжених зубчастих колес;
ZМ = 274 * 103;
Zε – коефіцієнт, який ураховує сумарну довжину контактних ліній
Zε
=
; (2,33)
εа – коефіцієнт торцового покриття;
εа
=
(2,34)
β = 0 для прямозубих передач;
εа
=
Zε
=
KH – коефіцієнт навантаження;
KH = KHβ * KHU; (2,35)
KHU – коефіцієнт, що ураховує динамічне навантаження в зачепленні;
KHU = 1,04.
KH = 1,2 * 1,04 = 1,24;
МПа
МПа
МПа.
Міцність зубців на витривалість
; (2,36)
де KF – коефіцієнт навантаження
(2,37)
МПа
МПа.