Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
МАВ.docx
Скачиваний:
12
Добавлен:
03.03.2016
Размер:
256.98 Кб
Скачать

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

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)

K = 1,2;

K = 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 F 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 = K * 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.