Классификация и область применения питающих устройств

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.3 Кинематический расчет

Кинематический расчет винтового питателя заключается в определении основных параметров передачи с гибкой связью (клиноременной передачи), выборе муфты, соединяющий вал электродвигателя с валом питателя и подборе подшипников.

2.3.1 Расчет клиноременной передачи

Основными исходными данными для определения параметров клиноременной передачи являются значение мощности P1=4,5 кВт, частоты вращения n1=1000 мин-1.[4], стр.3

1 Вращающий момент ведущего  вала

,                                                                                             (13)

 Н×м.

2 Расчетный диаметр меньшего  шкива

,                                                                                                 (14)

мм.

Поскольку полученный диаметр больше минимально допустимого для сечения А (90 мм), расчетный диаметр меньшего шкива принимается равным ближайшему стандартному значению – 160 мм.

3 Расчетный диаметр большего (ведомого) шкива

d2=Uрем×d1×(1-e),                                                                                          (15)

где e - коэффициент скольжения, равный 0,01

d2=1,92×160×(1-0,01)=304 мм.

Диаметр ведомого шкива принимаем равным 315 мм.

4 Передаточное отношение

,                                                                                            (16)

  .

Для утверждения выбранных диаметров значение Uф проверяется по следующей формуле:

      

                                                                                  (17)

         

%, т. к. полученное значение меньше, чем 4% больший и меньший диаметр  утверждаются.

5 Скорость ремня

,                                                                                             (18)

м/с, что составляет меньше 30 м/с.

6 Окружная сила

,                                                                                             (19)

 Н.

7 Межосевое расстояние

,                                                                                                  (20)

 мм.

Проверив значение а по интервалу аmin и аmax, принимается а=270 мм.

8 Расчетная длина ремня

,                                                                  (21)

мм.

Расчетная длина ремня принимается равной 1250 мм.

9 Частота пробега ремня

,                                                                                               (22)

1/с.

Долговечность ремня обеспечена, т. к. U<[U]=20 1/c.

10 Угол обхвата ремнем малого  шкива

,                                                                                (23)

°.

11 Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем эталонной передачи [P0]=2,34 кВт.

12 Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем проектируемой передачи

[P]=[P0]×Cp×Cα×Cl ,                                                                                       (24)

[P]=2,34×0,8×0,89×0,93=1,55 кВт.

13 Число клиновых ремней

,                                                                                                  (25)

 

.

Принимаем число клиновых ремней, равным 3.

Ширина шкивов передачи равна 50 мм.

14 Сила предварительного натяжения одного ремня

 ,                                                                               (26)

где Fц=10-6×r×А×υ2.

Таким образом F0=205,3 Н.

15 Силы, действующие на валы передачи

- силы натяжения ведущей и  ведомой ветвей одного ремня

,                                                                                      (27)

.                                                                                         (28)

Таким образом F1 и F2 равны соответственно 296,3 Н и 122,7 Н.

- сила, действующая на валы передачи  в покое

,                                                                                     (29)

Н.

- сила, действующая на валы передачи во время работы

              (30)

Н.

2.3.2 Подбор подшипников качения

Для вращающихся опор данного винтового питателя выбираем шариковые радиально-упорные подшипники средней серии с внутренними диаметрами 45 мм и 50 мм соответственно. Выбор обуславливается наличием  радиальной и осевой сил, которые воспринимают подшипники питателя. Типоразмер подшипников следующий:

- 46309

- 46310 (ГОСТ 831-75).

2.3.3 Выбор муфты

Выбор муфты в основном обуславливается значениями вращающегося момента и диаметра посадочного отверстия вала.

Упругие втулочно-пальцевые муфты общего назначения применяют для соединения соосных валов при передачи вращающего момента от 6,3 до 16000 Н*м (ГОСТ 21424-93).

Полумуфты изготавливают из чугуна марки СЧ 20. Материал пальцев - сталь марки 45 по ГОСТ 1050-88.

По рассчитанным значениям Т=42,98 Н×м, d=36 мм выбираем из справочника для соединения вала электродвигателя с валом питателя - муфту 250-36-1-У2 ГОСТ 21424-93 - упругая втулочная муфта с номинальным вращающимся моментом 250 Н×м, диаметром посадочного отверстия d=36мм, исполнеие полумуфт 1, климатическим исполнением У, категории 2 ( с цилиндрическими отверстиями для коротких концов вала по ГОСТ 12080-66).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4 Прочностной и силовой  расчет

Прочностной и силовой расчеты включают в себя расчет шпоночного соединения на смятие и срез, расчет вала на кручение и на прочность.

2.4.1 Расчет шпоночного соединения  на смятие и срез

В зависимости от того, что диаметр вала 36 мм, что более 30 мм используем тангенциальную усиленную шпонку по ГОСТ 24070-80, нагружение шпонки по длине принимаем равномерным. На рисунке 9  представлена схема рассчитываемого шпоночного соединения.

Рис. 9 – Схема шпоночного соединения

Расчет шпоночного соединения на смятие осуществляется по следующей зависимости:

,                                                                     (31)

где Т– наибольший допускаемый вращающий момент, Н·м;

l – рабочая длина шпонки, мм, l=80мм;

d – диаметр вала,мм, d= 36 мм;

t – выступ шпонки от шпоночного паза, мм, k=6 мм;

b и h - ширина и толщина шпонки, равные h=9 мм,b=14 мм;

[σсм] – допускаемое напряжение смятия, МПа, принимается равным 60-120 Мпа.                                                  

МПа.

Шпоночное соединение подобрано верно, т. к. шпонка является стандартной расчет на срез не производится.

2.4.2 Расчет вала на кручение

Предварительно определяют диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях. Для расчета пользуются формулой:

,                                                                               (32)

где [tк] – допускаемое напряжение на кручение, равное 20-25 МПа;

Ti – вращающий момент, Нм;

Wip=0,2di3,

где di – расчетный диаметр.

По расчету получаем минимальный диаметр 25 мм.

2.4.3 Расчет вала на прочность

Расчет вала на прочность в зависимости от действующих на него сил  производят по следующей формуле:

,                                        (33)

где [sиз] - допускаемое напряжение, равное 650 МПа для стали марки 45;

Mи - максимальный изгибающий момент в опасном сечении, Н·мм;

Мкр- максимальный крутящий момент в опасном сечении;

W - момент сопротивления в опасном сечении вала, мм3, равный для круглого сечения:

.                                                                                         (34)

,                                                                                (35)

где Ми.г и Ми.в- максимальные изгибающие моменты в опасном сечении, Н·мм, которые действуют соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

,

где Мпр - максимальный приведенный (результирующий) момент в опасном сечении, Н·мм.

 

 

 

 

Рис. 10 – Расчетная схема вала

При расчете вала рассматриваем его как балку, находящуюся в шарнирных опорах, На данную балку действуют следующие силы: распределенные нагрузки от массы самого вала и массы продукта, которые действуют по всей длине вала; продольная сила сопротивления продукта при его движении в питателе, которая возникает в результате трения продукта о вал, витки, частицы друг друга (данная сила будет направлена под углом к оси вала, т. к. напорная камера вала представляет собой конус с углом 11° и будет действовать в направлении, противоположном направлению движения продукта в питателе), реакции в шарнирных опорах.

На рисунке 10 представлена расчетная схема вала с указанием сил и моментов, действующих на вал.    

Для определения реакции в опорах составляем сумму моментов вокруг точек А и В, а также проекцию сил на ось OY.

ΣМА=

ΣМв=

                  ΣOY=

Используя программу Mathcad PLUS, находим: Rb=1,87×103, Ra=1,215×103, Pc=2,346×103.

Эпюры крутящих и изгибающих моментов: 

 - эпюра крутящего момента от электродвигателя

  ,

где Р и n – частота вращения и мощность электродвигателя соответственно.

Мкр=43,8 Н×м.

- на 1 участке 0 £z1£ L3

 Mx=-q1×z1×z1/2=-m1×g×z12/2L1

при z1=0, Mx=0 Н×м

при z1=L3, Mx=-3.686 Н×м.

- на 2 участке 0 £z2£ L2

.

 

при z2=0, Mx=0 Н*м

при z2=L2, Mx=-29,911 Н*м.

Исходя из эпюры можно сделать вывод о том, что опасным сечением является сечение В.

Максимальный приведенный момент в опасном сечении 50,3 Н·м, а минимальный диаметр (34) равен 40 мм, из чего можно сделать вывод о том, что прочность вала обеспечена.

По полученным значениям можно провести расчет витка на прочность, т. е. узнать выдержит ли виток данной толщины силу воздействия продукта. Расчет проводим по формуле:

                                                                 (36)

где Wх - полярный момент сечения балки;

Мх - максимальный момент в опасном сечении;

[σ] - допустимое напряжение, принимается равным 600-800 МПа.

При рассмотрении действия продукта на виток шнека используем найденное ранее значение продольной силы сопротивления продукта Рс=2,346 кН, длину витка, равную 0,05 м и принятое при конструировании значение толщины b витка шнека.

Значение b будет выражаться из зависимости (36) и буде равно:

                         

При построении эпюры изгибающих моментов определяется значение Мх.

- на 1 участке 0 £z1£ L1

 

Тогда:

 

Изначально толщина витка была принята при конструировании равной 3 мм, что означает что виток выдержит нагрузку.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4 Энергетический расчет

На сегодняшний день пневматическое транспортирование является наиболее перспективным видом транспорта. Несмотря на свои достоинства пневмоустановкам присущи существенные недостатки.

Одним из основных недостатков, сдерживающих использование пневмотранспортных установок, являются большие затраты энергии, при этом до 50% всей энергии может затрачиваться в питающем устройстве. В сумму основных составляющих затрат входит энергия на привод питателя, энергия на преодоление гидравлических сопротивлений элементов питателя и энергия на холостом ходу при периодической работе питателя. Кроме этого, сумму основных затрат энергии дополняют потери энергии в виде утечек сжатого воздуха через питатель, ведущие также к пылевыделению и сводообразованию в питающих самотеках. Поэтому особенно важно на начальных этапах конструирования определять величину мощности, потребляемой питателем.

Мощность данного винтового питателя определяется при помощи программы Mathcad PLUS и складывается из следующих составляющих:

Nобщ=Nтр.пр+Nтр.вал+Nтр.винт+Nтр.кож+Nх.х.,                                               (35)

где   Nтр.пр. - затраты энергии в зоне грузовой "пробки";

  Nтр.вал - затраты энергии на преодоление сил трения продукта о вал;

Nтр.винт - затраты энергии на преодоление сил трения продукта о винт;