Высокая надёжность элементов привода (муфт, цепей и т.п.). перемешивающие органы вибросмесителей могут совершать вращательное и колебательное движение. При этом момент сопротивления вращательному движению значителен. Кинематическое возбуждение позволяет осуществить сложное колебательное движение. В этом случае амплитуда колебаний перемешивающего органа изменяется от максимального своего значения до уровня нуля, где и устанавливается элемент вращательного привода.

Требования к минимальной массе колеблющегося элемента, высокому удельному вибрационному импульсу, характеризуемому отношением произведения лобовой площади передачи вибрации на показатель её интенсивности к объёму материала в камере смешивания, обеспечивает энергоёмкость процесса смешивания при эксцентриковом возбуждении значительно меньшую, чем в известных конструкциях вибрационных смесителей с инерционным возбуждением.

Не допускается при конструировании вибросмесителей осуществлять вибрацию смесительной камеры. Это приводит к весьма значительным вибрационным нагрузкам, снижает надёжность и долговечность, так как для обеспечения высокой эффективности и интенсивности процесса смешивания необходимы амплитудные значения ускорений колебаний 100-250 м/с2.

Нецелесообразно проектировать вибросмесители с самоциркуляцией смеси в камере смешивания, так как при этом обеспечивается низкая интенсивность конвективного смешивания.

Существенной особенностью работы вибрационных смесителей является значительное число циклов напряжений, которые должны воспринять их элементы. Это число за полный период эксплуатации машины на несколько порядков выше базового числа циклов принимаемого для расчётов металлоконструкции (2-5)*106 и элементов привода 107. Допускаемые значения знакопеременных напряжений в вибрирующих рабочих органах, выполненных из углеродистых сталей с применением сварки, не должны превышать 15-20 Мпа.

Элементы конструкции вибросмесителей необходимо проверять по условию отсутствия резонанса.

На основании вышеизложенного можно сформулировать требования, которыми следует руководствоваться при проектировании вибросмесителей. К ним можно отнести:

1. Технологические, вытекающие из структурно-реалогических свойств строительных смесей: частота и амплитуда А вибрационных воздействий должны быть такими, чтобы их сочетание обеспечило значительное уменьшение вязкости смеси. Можно рекомендовать А2 100250 м/с2; А23 50150 мІ/с3;

2. Конструктивные, обеспечивающие возможность создания высокоэффективных, долговечных и надёжных вибросмесителей:

вибрирующий орган должен иметь геометрическую форму, позволяющую получить малую массу при максимальной площади контакта со смешиваемым материалом;

предпочтительнее применять кинематическое возбуждение вибратора, которое обеспечивает постоянство параметров колебаний и возможность динамической балансировки;

конструкция смесителя должна обеспечивать сочетание процесса конвективного смешивания и вибрационного воздействия через посредство перемешивающего органа, либо встроенного в смесительной камере вибровозбудителя;

нецелесообразно создавать смесители с вибрирующим корпусом;

для увеличения срока службы подшипника необходимо применять жидкую смазку, создавать достаточно большую ванну с развитой поверхностью корпуса для надёжного охлаждения узла. Температура в подшипнике не должна превышать 1000С. Целесообразно применять роликоподшипники радиальные сферические двухрядные с металлическим массивным сепаратором, позволяющие компенсировать перекосы, уменьшить монтажные нагрузки, возникающие в процессе изготовления и эксплуатации вибросмесителя;

расчёт вибрирующих элементов конструкции следует проводить на выносливость по известным методикам, недопустима работа вблизи резонанса;

в случае применения цепных приводов необходима проверка на обеспечение устойчивости колебаний;

интенсивность процессов смешивания, в том числе вибрационных, необходимо определять как время, затраченное на осуществление технологического процесса смешивания единицы объёма смеси.

Выполнение этих требований позволит проектировать вибрационные смесители, отвечающие требованиям современного производства:

высокая эффективность и интенсивность смешивания;

достаточная долговечность и надёжность;

универсальность применения по типам смешиваемых материалов.

1.7 Рекомендуемые конструкции

Проектирование вибросмесителей целесообразно осуществлять по двум направлениям:

вибросмесители, в которых процессы конвективного и диффузионного смешивания осуществляются за счёт сложного пространственного движения перемешивающего органа, сочетающего вращение вокруг продольной оси и вибрацию;

вибросмесители, в которых процесс конвективного смешивания осуществляется за счёт вращения перемешивающего органа либо камеры смешивания, а диффузионного - за счёт встроенного вибровозбудителя.

Вибросмесители с вибрирующим перемешивающим органом целесообразнее проектировать одновальными, так как в этом случае отсутствует механизм синхронизации вращения валов, присутствующий в двухвальных смесителях.

Вибросмесители состоят из рамы, выполненной совместно с камерой смешивания, на которую через коренные подшипники опирается приводной вал. Перемешивающий орган устанавливается на приводном валу посредством шатунных подшипников. Имеются приводы вращения вала и перемешивающего органа. Динамическая балансировка осуществляется противовесами. В зависимости от схемы привода вращения перемешивающего органа могут быть реализованы две схемы установки: прецессионная и плоскопараллельная.

Прецессионная применяется при индивидуальном приводе вибровозбудителя и перемешивающего органа и осуществляется за счёт установки шатунных подшипников на втулки, одна из которых имеет заданный эксцентриситет «е», другая концентрическая. Приводной элемент вращения перемешивающего органа размещается на шатунном подшипнике с концентрической втулкой - при совместном приводе с использованием передачи эксцентрисикового типа.

Общей конструктивной особенностью их является кинематическое возбуждение колебаний с динамической балансировкой неуравновешанных колеблющихся масс. Процесс смешивания и перемещения осуществляется за счёт вибрации и медленного вращения перемешивающего органа.

Типичными представителями вибросмесителей второго направления могут быть известные смесители принудительного и гравитационного действия, в которых внутри камеры смешивания размещён вибровозбудитель. Устанавливать вибровозбудитель целесообразно в «мёртвых» зонах, расположенных вдоль геометрической оси камеры смешивания, где интенсивность процесса смешивания мала. На рис. 3.1, 3.10 представлены возможные конструкции. Основными конструктивными элементами для них являются камера смешивания, перемешивающий орган, вибровозбудитель, приводы перемешивающего органа и вибровозбудителя.

Целесообразность модернизации известных смесителей состоит в следующем:

увеличение объёма готового замеса на 10…15 процентов при тех же габаритных размерах камеры смешивания за счёт уменьшения объёмов «мёртвых» зон путём установки вибровозбудителей меньших геометрических размеров;

повышение универсальности за счёт возможности приготовления высоковязких мелкодисперсных смесей;

снижение удельной энергоёмкости процесса смешивания.

Разработка методов проектирования вибросмесителей требует решения следующих задач:

изучение изменения структурно-реологических смесей под действием вибрации в условиях приближённых к процессам смешивания;

изучение закономерностей протекания процессов вибросмешивания;

определение рациональных геометрических параметров камеры смешивания, перемешивающих органов и вибровозбудителей;

определение рациональных кинематических параметров, обеспечивающих высокоэффективный процесс смешивания;

изучение тепловых режимов работы вибровозбудителей, результаты которых позволяют проектировать надёжные и долговечные конструкции;

разработка методов расчёта элементов конструкций на прочность, выносливость и вибростойкость.

1.8 Выбор прототипа

В связи с тем что анализ показал что при дозировании склонных к сводообразованию материалов в бункере возникает необходимость применять вибрацию мы используем встроенный вибровозбудитель.

В качестве прототипа выбран смеситель-питатель регулируемый шнековый

СПР-1 компании Вибротехник

Питатель шнековый предназначен для регулирования подачи сыпучих материалов.

ПАРАМЕТРЫ
Скорость подачи материала, л/час	до 300
Мощность электродвигателя	1..300
шнека, кВт
Частота вращения	0,12
электродвигателя мешалки, кВт
Частота вращения	13
электродвигателя ворошителя, об/мин
Мощность электродвигателя	0,12
ворошителя, кВт
Габаритные размеры, мм
длина	750
ширина	600
высота	950
Масса, кг, не более	127

2. Методы проектирования уравновешенных эксцентриковых вибровозбудителей

2.1 Общие сведения

Вибрационные машины нашли широкое применение в различных отраслях народного хозяйства. Колебания вибрационных машин осуществляются посредством вибровозбудителей (вибраторов), которые принято классифицировать по типу привода: эксцентриковый (кривошипно-шатунный), инерционный (дебалансный), электромагнитный, пневматический и гидравлический. Каждый из вышеперечисленных приводов обладает своими достоинствами и недостатками.

Ниже рассматриваются конструкции и методы расчета эксцентриковых вибровозбудителей, принудительные колебания корпуса которых осуществляются за счет использования плоской кинематической вращательной пары выполненной в виде колена (кривошипа либо эксцентриковой втулки), как показано на рис. 2.1. Эксцентриковые вибровозбудители относятся к вибровозбудителям с кинематическим возбуждением колебаний также, как и кривошипно-шатунные.

Рис. 2.1 Эксцентриковая кинематическая пара.

1. - кривошип;

2. - корпус вибровозбудителя.

Протопипом эксцентриковых вибровозбудителей является коленчатый вал, коренные подшипники которого установлены в неподвижной раме, а шатунные служат опорой для корпуса вибровозбудителя выполняемого, например, в виде полого цилиндра.

Общеизвестным достоинством их является неизменность амплитуды колебаний, что обеспечивает в сочетании с постоянной частотой стабильную интенсивность вибрационных воздействий на смешиваемый материал независимо от его структурно-реологических свойств (гранулометрического состава, типа вяжущего и т.п.).

Отличительным достоинством, имеющим важное значение с точки зрения виброизоляции машины, рассматриваемых вибровозбудителей от известных является уравновешенность колеблющихся масс и, как следствие, снижение динамических нагрузок на внешние объекты (привод, корпус, обслуживающий персонал, строительные конструкции и т.п.).

2.2 Описание конструкции

В конструкциях вибросмесителей колеблющийся перемешивающий орган (глубинный вибровозбудитель) можно представить как цилиндрическое тело, совершающее круговые колебания, подразделяемые на два типа: с постоянной частотой и амплитудой, называемые в дальнейшем плоскопараллельные; и с постоянной частотой и амплитудой, изменяющейся по линейному закону вдоль продольной оси - прецессионные. В прецессионных вибровозбудителях при вращении вала корпус совершает сложное вращательное движение, называемое регулярной прецессией с углом нутаций .

Принципиальная схемы вибровозбудителя, использованныая при проектировании вибросмесителя, представлены на рис. 2.2.



Рис. 2.2 Схема типового вибровозбудителя.

1. - коренные подшипники; 2. - шатунные подшипники;

3. - приводной вал; 4. - корпус вибровозбудителя; 5. - центр тяжести колеблющихся масс.

X - ось вращения вибровозбудителя; X₁ - главная центральная ось инерции неуравновешенных элементов вибровозбудителя.

В общем случае вибровозбудители выполняются на трех либо четырех опорах. Подшипники, через центры которых проходит ось X вращения, будем называть коренными 1; подшипники, установленные вдоль главной центральной оси X₁ инерции колеблющихся масс вибровозбудителя - шатунными 2. Вибровозбудители будем называть межопорными, если колеблющаяся масса, установленная на шатунные подшипники, расположена между коренными подшипниками; консольными, если она расположена за одной из крайних коренных опор. При проектировании возможны варианты: центр тяжести колеблющихся масс расположен между шатунными подшипниками, либо за крайней шатунной опорой. Консольные вибровозбудители прецессионного типа целесообразно проектировать трехопорными. В этом случае шатунный подшипник располагается в центре тяжести колеблющихся масс, а вторая опора между коренными подшипниками (Рис. 2.2.).

Вибровозбудители плоскопараллельного типа обладают статической неуравновешенностью, прецессионного - динамической неуравновешенностью, состоящей из статической и моментной. В последнем случае ось X вращения вибровозбудителя и его главная центральная ось X₁ инерции пересекаются не в центре тяжести неуравновешенных колеблющихся масс.

Под уравновешенностью (статической либо динамической) понимается такое состояние вибровозбудителя в процессе работы, как технической системы, при котором реакции в коренных 1 подшипниках от центробежных сил равны нулю, т.е. степень передачи динамических нагрузок на поддерживающие опоры, фундамент, привод мала. В реальных конструкциях вибровозбудителей невозможно полностью устранить неуравновешенность. Поэтому с достаточной степенью точностью для практики можно полагать, что коэффициент неуравновешенности, равный отношению максимальной центробежной нагрузки в коренном 1 подшипнике к ее величине в шатунном 2 подшипнике, должен составлять 0.01…0.02. Однако определить коэффициент неуравновешенности при проектировании с учетом погрешностей изготовления геометрических размеров элементов конструкции вибровозбудителя весьма трудно. Поэтому допустимая неуравновешенность может определяться наибольшей амплитудой колебаний корпуса (рамы) вибросмесителя. Система классов точности балансировки технологического оборудования (ГОСТ 22061-76), рекомендует наибольшую допустимую величину амплитуды колебаний определять из условия А ² 0.5g, где А - амплитуда колебаний корпуса (рамы) смесителя; - частота колебаний.

2.3 Работа вибровозбудителя

Рассмотрим работу вибровозбудителя в среде (см. рис. 2.3.).

Рис. 2.3. Схема сил, действующих на вибровозбудитель, погруженный в смесь.

1,2 - соотв. коренной и шатунный подшипники;

3 - корпус вибровозбудителя;

4 - эпюра сил лобового сопротивления смеси;

М - момент внешних сил (на приводном валу);

е - эксцентриситет (амплитуда колебаний);

Q - центробежная сила, возникающая при вращении неуравновешенных масс;

R - центробежная сила, возникающая при вращении противовеса;

P - движущая сила, приложенная в шатунном подшипнике;

P_c - сила сопротивления смеси (сила, препятствующая вращению вибровозбудителя в смеси);

- частота вращения приодного вала.

Вал вибровозбудителя вращается с постоянной угловой скоростью от электродвигателя. Момент, возникаюший на валу вибровозбудителя, определяется моментом внутренних сил (трением в подшипниках, уплотнениях т. п.) и моментом М =е·Р_с внешних сил, преставленных на рис. 3 Р - движущая сила, приложена в шатунном подшипнике, равна М/е и направлена под углом 90 градусов к кривошипу; Q - центробежная сила, направлена вдоль кривошипа; Р_с - сила сопротивления среды, также приложена в шатунном подшипнике и повернута по отношению к центробежной силе на 90 градусов по часовой стрелке.

Для динамической уравновешенности системы, т.е. равенства нулю реакций в коренных 1 подшипниках необходимо, чтобы сумма всех внешних сил, действующих в шатунном 2 подшипнике, была равна нулю. Очевидно, что движущая сила Р равна по значению силе Р_с сопротивления среды и противоположна по знаку. Для уравновешивания центробежной силы Q необходимо установить противовесы, создающие равную по величине и противоположно направленную силу R. Вышесказанное можно записать в виде условия:

Р = Р_с, Q = R.

Это условие обнаруживает следующее свойство вибровозбудителя с кинематическим возбуждением колебаний: динамическая балансировка системы, проведенная в воздухе, не нарушается при погружении вибровозбудителя в смесь.

Из общих положений теории балансировки роторов следует, что неуравновешенность твердого тела может быть заменена эквивалентной системой двух корректирующих масс, расположенных в двух произвольных плоскостях коррекции. Величины и места их расположения на несущем приводном валу вибровозбудителя определяются условиями статики: Р_i = 0, М_i = 0 (1), гдеР_i и М_i - соотв. главный вектор и главный момент неуравновешенных сил.

2.4 Методология балансировки

Конструкция вибровозбудителя состоит из основных элементов: несущего приводного вала, установленного в коренных подшипниках; корпуса, опирающегося на шатунные подшипники, установленные через посредство эксцентриковых втулок на несущем приводном валу, и противовесов, обеспечивающих динамическую балансировку.

Задачу расчета составляют:

1. определение величины и места положения равнодействующей центробежных сил, возникающих при вращении неуравновешенных (колеблющихся) масс;

2. определение массы противовесов и места их размещения на несущем приводном валу, при которых соблюдаются условия (1).

Неуравновешенная масса - суммарная масса элементов конструкции вибровозбудителя, центр тяжести которых распролагается на главной центральной оси X₁ инерции колеблющихся масс.

При проведении расчетов по п. 1 с целью упрощения процесса конструирования вибровозбудителя и сокращения процедуры расчета рекомендуется не включать в состав неуравновешенных масс массу узлов шатунных подшипников.

Неуравновешенную массу перемешивающего органа (глубинного вибровозбудителя) можно представить в виде линейно распределенных и сосредоточеных масс. Более сложные виды распределения массы вибровозбудителя всегда можно представить в виде суммы линейно распределенных масс по участкам длины.



Рис. 2.4. Типовые схемы распределенных и сосредоточенных масс

x-текущая координата; q_i - распределенная нагрузка;

М_i - сосредоточенная масса; - длина

Равнодействующие центробежных сил, возникающие в результате круговых колебаний корпуса, для представленных на рис. 2.4. типовых схем определяются по нижеприведенным формулам c учетом

, (2)

где dQ_i - элементарная центробежная сила.

После подстановки значений распределенных нагрузок в формулу (2) и интегрирования в соотвествующих пределах получим:

2a) q₁= const

2б) q₂= const

2ж)

Эпюры центробежных сил и точки приложения их равнодействующих для типовых схем распределенных нагрузок представлены на рис. 2.5.а, б. (буквенные обозначения соответствуют типовым схемам рис. 3)

а) б)

в) г)

Рис. 2.5. Типовые эпюры центробежных сил.

Q_i - равнодействующая центробежных сил;

L_i - расстояние от (·) О до точки приложения

равнодействующей центробежных сил.

(·) О - произвольно выбранная точка, расположенная на оси корпуса вибровозбудителя; при проведении расчетов целесообразно ее располагать в торце корпуса вибровозбудителя.

Координата L точек приложения равнодействующих центробежных сил определяются по нижеприведенным формулам с учетом выражений (2) и

, (3)

где dM_i - статический момент центробежных сил относительно точки О.

После подстановки в формулу (3) значений распределенных нагрузок, соответствующих им центробежных сил и интегрирования в заданных пределах имеем:

3а) 3б)

3ж)

.

2.5 Расчет эксцентрикового вибровозбудителя

Рис. 2.6. Вибровозбудитель (1-корпус, 2,3,4-лопасти, 5-крышка, 6-эксцентриковая втулка, 7-противовесы, 8-стакан)



Рис. 2.7. Корпус

Рис. 2.8. Крышка



Рис. 2.9. Лопасти

Рис. 2.10. Эксцентриковая втулка



Рис. 2.11. Стакан

1) Корпус (рис. 2.7). Материал: дюраль, = 2850 [кг / мі] - плотность.

Разделяем корпус на элементы

N1 - труба - равномерно - распределенная масса q_{1 [ КГ / М ]},

₁ - длина [м].

q₁ = 0,785·(D₁² - d²) · = 0,785·(0,154² - 0,102²)·2850

₁ = 0.006 м

N2 - труба - равномерно - распределенная масса q_{2 [ КГ / М ]},

₂ и ₁ - длины, характеризующие место расположение, [м].

q₂ = 0,785·(D² - d²) · = 0,785·(0,114² - 0,102²)·2850

= 0. 415 м

₁ = 0.006 м

N3 - труба - равномерно - распределенная масса q_{3 [ КГ / М ]},

и ₂ - длины, характеризующие место расположение, [м].

q₃ = 0,785·(D₂² - D²) · = 0,785·(0,126² - 0,114²)·2850

₂ = 0.365 м

= 0.415 м

N5 - кольцо - сосредоточенная масса m₄ [кг], ₅ - длина,

характеризующие место расположение, [м].

m₁ = 0,5·0,785·(0,126² - 0,114²)·0,0025·2850 кг

₅ = 0,3625 м

2) Стакан (рис. 2.11). Материал: дюраль, = 2850 [кг / мі] - плотность.

Разделяем корпус на элементы, как показано на рис.

N1 - кольцо - сосредоточенная масса m₁ [кг],

₁ - длина, характеризующие место расположение, [м].

m₁ = 0,5·0,785·(0,154² - 0,102²)·0,008·2850= кг

₁ = 0,004 м

N2 - труба - равномерно - распределенная масса q_{2 [ КГ / М ]},

₂ - длина, характеризующие место расположение, [м].

q₂ = 0,785·(D₂² - d₂²) · = 0,785·(0,102² - 0,086²)·2850

₂ = 0.170 м

N3 - кольцо - сосредоточенная масса mі [кг],

₃ - длина, характеризующие место расположение, [м].

mі = 0,5·0,785·(D₃² - d₃²) ·h₃ · ·k_угла =0,5·0,785·(0,102² - 0,086²)·0,012·0.825·2850= кг

₃ = 0,176 м

N4 - труба - равномерно - распределенная масса q_{4 [ КГ / М ]},

_{41, 42} - длины, характеризующие место расположение, [м].

q₄ = 0,785·(D₄₁² - d₄₁²) · +0,785·(D₄₂² - d₄₂²) · ·k_угла =

=0,785·(0,094² - 0,086²)·2850+0.785·(0,102² - 0,094²)·2850·0.825

₄₁ = 0.248 м

₄₂ = 0.182 м

N5 - труба - равномерно - распределенная масса q_{5 [ КГ / М ]},

_{51, 52} - длины, характеризующие место расположение, [м].

q₅ = 0,785·(D₅₁² - d₅₁²) · +0,785·(D₅₂² - d₅₂²) · ·k_угла =

=0,785·(0,094² - 0,086²)·2850+0.785·(0,102² - 0,094²)·2850·0.825

₅₁ = 0.350 м

₅₂ = 0.248 м

N6 - кольцо - сосредоточенная масса m₆ [кг],

₆ - длина, характеризующие место расположение, [м].

mі = 0,5·0,785·(D₆² - d₆²) ·h₆ · =0,5·0,785·(0,102² - 0,092²)·0,02·0.825·2850= кг

₆ = 0,36 м

Q_{стакана}=Q₁+ Q₂+ Q₃+ Q₄+ Q₅+ Q₆=0.344

3) Лопасти. (рис. 2.9.) Материал: Дюраль, = 2850 [кг / мі] - плотность.

Площади лопастей:

S₁=0.136 мІ

S₂=0.087 мІ

S₃=0.049 мІ

Толщина лопастей:

д=0.003 м

Расстояние характеризующее место положения лопасти:

l_Л1=0.024 м

l_Л2=0.124 м

l_Л3=0.224 м

Массы лопастей:

m_Л1= S₁ д с=1.163 кг

m_Л2= S₂ д с=0.744 кг

m_Л3= S₃ д с=0.419 кг

4) Крышка. (рис. 2.8.) Материал: Сталь, = 7800 [кг / мі] - плотность.

L_к=0.417 м

Суммарная центробежная сила и место расположения элементов:

Q=Q_кор+ Q_сткан +Q_лоп+Q_кр=1.314

M=M_кор+ M_стакан+M_кр+ m_Л1+ m_Л2+ m_Л3=7.723 кг

Определяем приведенную массу (масса неуравновешенных элементов корпуса вибровозбудителя, приведённая в точку приложения равнодействующей)

кг

Суммарная масса подшипникового узла:

M_П=M_ex+M_под

Масса эксцентриковой втулки:

материал - Ст3

Масса подшипника:

M_под=1.03 кг

M_П=M_ex+M_под=0.316+1.03=1.319 кг

Суммарная приведенная масса:

УM=M_П+M_прив=6.222 кг

Расчёт противовесов:

Рис. 2.12. Схема противовеса

Условие динамической уравновешенности вибровозбудителя:

М·е = m*· у,

где е = 0,003 - величина эксцентриситета эксцентриковой втулки (рис. 8д).

Чертеж противовеса представлен на рис. По формулам рассчитываем величины у и .

D_ex=0.068 м

d_ex=0.028 м

м

Устанавливаются два противовеса толщиной по 49 мм симметрично расположенные относительно точки приложения равнодействующей центробежных сил

2.6 Расчет мощности эксцентрикого вибровозбудителя

Определение мощности расходуемой вибровозбудителем определяется по формуле:

, (2.6)

где =0.3 - эмпирический коэффициент;

-плотность смеси, ;

-частота колебаний трубы, ;

-амплитуда колебаний, м;

-объем готового замеса, 0.2 мі;

-площадь поверхности вибровозбудителя, 0.12 мІ;

=555;

- угол нутации,133.3;

- радиальная нагрузка в подшипнике, =meщ² =778 Н;

- приведенный коэффициент трения, =0.01;

- радиус внутреннего кольца подшипника, =0.04 м.

Подставляя полученные данные в формулу (2.6), получим:

Такова мощность, теоретически потребляемая вибровозбудителем. Чтобы найти практическую мощность надо учесть коэффициент полезного действия клиноременной передачи:

, (2.7)

-кпд клиноременной передачи,

Вт.

Согласно рассчитанной мощности выбираем электродвигатель со следующими техническими характеристиками

Технические характеристики электродвигателя

Тип	Nп, кВт	nc, об/мин	nас, об/мин
АИРС71А2	1	3000	2700

3. Расчет узлов и деталей

3.1 Расчет бункера

Объём бункера V_бунк=0.208 мі;

Объём бункера с эксцентриковым возбудителем V_{бун экс}=0.204 мі;

Расход Q, мі/ч материала из бункера рассчитывается по формуле:

Q = 3600FV, где F - площадь выходного отверстия, м; V - скорость истечения материала, м/с.

Скорость истечения рекомендуется определять по формулам:

при нормальном истечении , где R - гидравлический радиус отверстия, равный отношению площади отверстия к его периметру, м; h - высота материала в бункере, м; g - ускорение свободного падения.

л=1

g=9.8 м/с²

R=0.036 м

м/с

F=0.016 мІ

мі/ч (75 т/ч)

Минимальная площадь выходного отверстия

F= 6,25 (d+0,08) 2tgц, где d - поперечный размер типового куска материала, м; ц - угол внутреннего трения в материале.

d=0.05-0.49 мм - размер частиц цемента

ц=43⁰

мІ



материал	плотность, кг/мі	коэфф. внутреннего трения, f0	угол естественного откоса, град. покой / движение	коэфф. трения о сталь, fs
сухая мелко- кусковая глина	1200…1500	0,5…0,9	50 / 38	0,75
песок, гравий	1400…1900	0,6…0,9	45 / 30	0.84
цемент	900…1500	0,5…0,9	43 / 38	0,65
шлак	600…1000	0,6…1,1	50 / 35	1.19
свежеприготов- ленный бетон	1800…2500	0,65…1,0	50 / 35	0.84…1,0

3.2 Расчет ременной передачи

Исходные данные для расчета:

диаметр меньшего шкива D₁=112;

диаметр большего шкива D₂=132;

частота вращения шкива электродвигателя n₂=2700;

передаточное отношение i=1.18;

передаваемая мощность Р=1000 Вт;

скольжение ремня =0.015.

Принимаем сечение клинового ремня типа Z(0).

Вращающий момент Т:

, (3.35)

где , тогда

Н мм.

Нахождение длины ремня:



где, а - межосевое расстояние, мм; D₁ и D₂ - диаметры ведущего и ведомого шкивов, соответственно, мм;

l=1,183 м

Выбираем ремень длинной l₀=1180 мм из стандартного ряда

A - скорректированное межосевое расстояние, A=0,398 м;

Угол обхвата шкива:

Число ремней в передаче:

, (3.37)

где - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, =1.3, смотри таблицу 7.10 [7];

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, =0.9, смотри таблицу 7.9 [7];

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, при , =1;

- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, =0.8,

P - номинальная мощность, P=1кВт;

- мощность, передаваемая одним ремнем, =1.53кВт.

Подставляя найденные значения в формулу (3.37), получим:

;

Таким образом минимальное количество ремней - два.

3.2 Расчет подшипника

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов определяется по формуле

, (3.33)

где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, для данного типа подшипника (3608), С=95000 Н;

Р - эквивалентная нагрузка, Н; р - показатель степени, для роликоподшипников, k=10/3.

Номинальная долговечность в часах:

, (3.34)

где n=2200 об/мин. - частота вращения.

Эквивалентная динамическая нагрузка - радиальная для роликовых-радиальных подшипников:

,

где F_r - радиальная нагрузка, F_r=778 Н_;

V - коэффициент вращения кольца, V=1;

K_Б - коэффициент безопасности. K_Б=5;

K_T -температурный коэффициент, K_T=1.1;

Скорректированный по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника, ч:

,

где С_r - радиальная динамическая грузоподъёмность, C_r=95000 Н;

P_r - радиальная динамическая нагрузка, P_r=4279 Н;

n - частота вращения кольца, n=2200 об/мин;

k - показатель степени, k=10/3 для роликовых подшипников;

a₁ - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от необходимой надёжности, a₁=0.9;

а₂₃ - коэффициент, характеризующий влияние на ресурс особых свойств подшипника и его эксплуатации, a₂₃=0.9;

, час;

3.4 Расчет шнекового питателя

1. Рассчитаем по следующей формуле частоту вращения шнека, об/мин:

, где

Q - производительность, 0,25 т/ч;

D - диаметр винта шнека, 0.08 м;

d - диаметр вала шнека, 0,014 м;

ш - коэффициент наполнения, 0,125;

с - плотность груза, 1,2 т/мі;

с - поправочный коэффициент, зависящий от угла наклона шнека, 1.

об/мин

Должно выполнятся условие: n_max>n т.к., она должна обеспечивать спокойное, без пересыпания через вал продвижение груза. Наибольшую допускаемую частоту вращения винта можно определить по эмпирической формуле:

об/мин, где

А - коэффициент, А= 30.

Условие выполняется: 72 об\мин<106 об/мин.

3. Потребляемая шнеком мощность:

[Вт], где:

Q - производительность шнека, 0,25 т/час;

L - длина шнека, 0,3 м;

W - опытный коэффициент сопротивления при движении груза по желобу, 3,2;

Вт

4. Крутящий момент на валу двигателя:

(3),

где

з - К.П.Д. шнека, 0,75.

5. Наибольшая действующая на винт продольная сила рассчитывается по следующей формуле:

(4),

где

к - безразмерный коэффициент=0,7;

б - угол подъема винтовой линии =30⁰;

ш - угол трения груза о поверхность винта =45⁰.

Вал винта рассчитывают на сложное напряженное состояние: скручиванию под действием крутящего момента на валу винта, продольное сжатие силой P и изгиб силой Рr, а также изгиб на длине l от собственной силы тяжести. При расчете вала винта на прочность представим его расчетную схему в следующем виде:



Рис. 3.1. Расчетная схема вала винта

1. Распределенную нагрузку можно рассчитать по следующей формуле

q=, где

m - масса винта =15 кг;

l - длина винта, на которой ведется расчет=0.37 м.

2. Рассчитаем плечо силы r:

Рис. 3.2. Плечо силы

Найдем максимальную высоту вещества используя коэффициент заполнения ш=0,125 по формуле:



Тогда плечо силы равно:

3. Рассчитаем момент Рr по формуле: М =Рr (10),

где Р - наибольшая действующая на винт продольная сила=14,6 кН.

Подставим в формулу численные значения:

Рr = 14,6*0,038=0,55 кНм.

4. Найдем общий момент изгиба как сумму от М и момента изгиба от собственного веса, подставив найденные ранее значения:

.

5. Крутящий момент равен крутящему моменту на валу винта = 12 кНм.

6. Найдем предельный суммарный момент по следующей формуле:

(11).

Подставим найденные значения:

7. Рассчитаем момент сопротивления по формуле:

(12),

где: d - диаметр вала;

Подставим в формулу (12) численные значения, получим:

.

8. Рассчитаем предельное напряжение по выбранной формуле:

9. Найдем допускаемое напряжение по следующей формуле:

Выбираем материал вала шнека сталь Ст3

[у_и]=1,2 [у_р] (13),

где

[у_р] - допускаемое напряжение на растяжение.

(14),

где:

у_Т - предел текучести, у_Т = 160 МПа;

n - коэффициент запаса, n =1,2.

Подставим в формулу (14) численные значения, получим:

Подставим в формулу (13) численные значения, получим:

[у_и]=1,2*133=160 МПа.

10. Условие прочности записывается следующим образом:

[у_и]>= у_и.

160>=0,21, как видно условие прочности выполняется.

Список литературы

1. Артемьев К.А. Дорожные машины. Часть 2. Машины для устройства дорожных покрытий. - М: Машиностроение, 1982 г. - 396 с., ил.

2. Баженов Ю.М Технология бетона: Учебное пособие. - М.: Высшая школа, 1987 г. - 415 с.: ил.

3. Бауман В.А. Механическое оборудование предприятий строительных материалов, изделий и конструкций. М: Машиностроение, 1975 г. - 351 с., ил.

4. Зеличенок Г.Г. Автоматизированные и механизированные бетонные заводы. Учеб. пособие. Для студентов автодорожных и строит. вузов. Изд. 2, доп. и перераб. М. «Высшая школа», 1969. - 368 с., ил.

5. Евдокимов В.А. Механизация и автоматизация строительного производства: Учеб. Пособие для вузов. - Л.: Стройиздат. Ленингр. отд - ние, 1985. - 195 с., ил.

6. Серебренников А.А., Кузьмичёв В.А. Вибрационные смесители (конструкции, исследования, расчеты). М.: «Недра», 1999. - 148 с.

7. Чернавский С.А. Боков К.Н. «Курсовое проектирование деталей машин»

М: Машиностроение, 1988. - 416 с., ил.

8. Анурьев В.И. «Справочник конструктора машиностроителя» в трех томах М: Машиностроение, 1982 г.

9. Беркович М.А. Справочник по релейной защите. М. - Л., Госэнергоиздат, 1963. - 512 с.: с черт.

10. Перечень электротехнических изделий, освоенных предприятиями электротехнической промышленности в 1991 году. Москва 1991 г.

Размещено на Allbest.ru

...