Описание выбранной технологической схемы и конструкции разрабатываемого устройства

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 5Следующая ⇒

Рабочий процесс вальцов осуществляется тремя стадиями, сменяющими последовательно одна другую: захват слоя стеблей, протягивание, выход стеблей из рабочей зоны. Наиболее ответственный этап — захват.

Рисунок 3.5 - Схема плющения рифлёными вальцами стеблей травы

Рассмотрим процесс захвата стеблей на двух рифлёных вальцах диаметром D вращающихся навстречу. Подшипники вала нижнего вальца закреплены на боковине рамы машины, а подшипники верхнего вальца, перемещаются по пазам и подпружинены. Вальцы вращаются навстречу друг другу со скоростью Между ними зазор h равный толщине плющильного слоя. На скошенную массу толщиной H действуют силы, N перпендикулярные к поверхности вальцов и силы трения F.

Под действием преобладающих сил трения, поступающая масса будет захватываться вальцами и прокатываться в рабочий зазор. При этом, рифы будут сминать слой стеблей и плющить их. В результате появляются трещины, структура стеблей нарушается, обеспечивая свободный выход соку.

Поэтому, процесс сушки сплющенных стеблей ускоряется и их конечная влажность будет существенно уменьшена.

Технологические расчеты

В расчёт основных параметров входит нахождение диаметров вальцов и величины зазора между ними, то есть высоту сплющённой массы.

В предлогаемом плющильном аппарате вальцы будут иметь одинаковый диаметр. Как показывает практика плющильные вальцы даже при высоком коэффициенте трения должны быть выполнены со значительным диаметром, зачастую конструктивно это не оправдывается и является нецелесообразным, поэтому мы будем проектировать со специальными винтовыми рифлями, что в несколько раз повысит силу их трения с зелёной массой и позволит выполнить их со значительно меньшим диаметром.

Принимаем конструктивную длину вальцов =1840 см.

Находим производительность агрегата по зелёной массе.

Пз.м.=

где -ширина захвата, м;

-рабочая скорость агрегата на плющение, ;

– урожайность,

-коэффициент использования смены. Принимается

Пз.м.=

Находим высоту поступающего к вальцам слоя H. Согласно справочнику плотность травяной массы = 150 кг/м³

Находим объем травяной массы, который проходит через плющилку за одну секунду используя формулу

где - плотность травяной массы, кг/м³

м³/с

Скорость поступающей травяной массы равна скорости движения агрегата. =10км/ч=2, 8м/с.

Для нахождения высоты или толщины слоя необходимо найти площадь сечения поступающего слоя массы по формуле

Вследствие того, что поступающая зелёная масса носит не равномерный характер, необходимо полученную площадь умножить на коэффициент К

Где К=1, 2 коэффициент учитывающий степень неравномерности поступления слоя.

Находим толщину слоя по формуле

H= ,

Где l – ширина вальцов, м

H= ,

Учитывая что зелёная масса сплющивается на 1/3 часть, находим толщину h сплющенного слоя.

Для расчёта диаметра вальца используем уравнение:

D ,

где Н – толщина поступающего слоя, м;

h – толщина сплющенного слоя, м;

коэффициент трения равный 0, 66.

М - коэффициент, учитывающий рифлёность вальцов равный 0, 7.

D м

Принимаем D=200 мм

Находим скорость вращения вальцов. Вальцы должны непрерывно и равномерно протягивать растения с такой скоростью, при которой не будет наблюдаться сгруживание массы. Сгруживание не происходит если количество массы П_зм, продвигаемой вальцами в единицу времени, равно подачи её к вальцам. Количество продвигаемой массы будет зависеть от рабочей длины вальцов, скорости перемещёния массы u_м и зазора h между вальцами

П_зм= ,

где =0, 7 коэффициент учитывающий, использование рабочей щели вальцов;

Скорость массы протягиваемой вальцами, зависит от скорости u_B вальцов и от буксования их по массе.

Учитывая буксование коэффициентом =0, 75 находим скорость вальцов

Находим линейную скорость движения вальцов

=D*

=0, 2*23= 4, 6

Выражаем и находим частоту вращения вальцов исходя из формулы

^-1

Найдём по формуле минимальное количество оборотов плющильных вальцов

3.6 Силовой и энергетический расчёт

Силовой расчёт сводится к нахождению величины сил трения F и величины силы R, перпендикулярной плоскости вальцов направление этих сил.

Определим значение силы F, равнодействующую сил R и N

F=P ,

где =0, 66 - коэффициент силы трения,

P - сила, оказывающая давление на нижний валец со стороны поступающего слоя и силой давления верхнего вальца, где Р_в=30 кН-давление верхнего вальца на нижний,

Р_з.м=m_з.м g,

где m_з.м- масса травы, находящаяся над вальцами в единицу времени, кг;

g=9, 8 м/с²

Определяем количество зелённой массы, находящейся между вальцами в единицу времени. Для этого определяем сколько килограмм содержится в одном поточном метре.

m_п.м.= ,

где п=33 кг/с – производительность агрегата за секунду,

с=2, 8 м/с – скорость агрегата.

m_п.м.=33/2, 8=12 кг/м,

Плющильный валец в момент плющения контактирует по длине поступающего слоя равный 1, 84 м

M_з.м.=12 1, 84=22, 1 кг

Р_з.м.=22, 1 9, 8=217 Н

Р=30000+217=3215; P 30, 217 кН

F=30, 215 0, 66=20 кН

R=F cos ; R=20 cos41⁰=15 кН

R=F sin ; R=20 sin41⁰=13 кН

Определяем силу проталкивания зелёной массы F_пр

F_пр=Т cos

=34⁰; 68⁰-угол клина.

Так как угол меняется от о α /2, то сила проталкивания F_прбудет изменять своё значение.

F_пр=15 cos34⁰=12, 4 kH

F_пр=15 cos68⁰=5, 6 kH

Видно, что сила проталкивания изменяется от 5, 6 кН до 12, 4 кН.

Определяем крутящий момент

М_кр=Т r

где r - радиус вальца 0, 1 м

М_кр=15 0, 1=1, 5 кНм

Находим мощность N=

где М_кр- крутящий момент равный 1, 5 кНм

n – частота вращения вальца

0, 9- коэффициент, учитывающий затрачиваемую мощность на привод вальцов.

N = кВт

3.7 Расчёт цепной передачи

Расчёт цепной передачи произведем по следующим исходным данным:

– предаваемая мощность N = 4 кВт;

– передаточное отношение ;

– частота вращения ведущего вала n₁ = 500 мин^–1;

– режим нагрузки — легкий;

– положение линии, соединяющей центры звездочек, — горизонтальное;

– способ натяжения цепи — периодический;

– способ смазывания — периодический;

– количество смен работы — 1.

Определяем число зубьев ведущей звёздочки:

В технически обоснованных случаях число z₁ можно назначать, но z₁ не должно быть менее 13 зубьев.

Вычисляем число зубьев ведомой звёздочки:

Уточняем передаточное число:

В том случае, если отклонение более ±5%, то меняем число зубьев ведомой звездочки.

Производим определение скорости цепи в первом приближении.

Ориентировочно определяем шаг цепи:

где — крутящий момент на ведущей звёздочке, Н∙ м.

Предварительно находим крутящий момент на ведущей звездочке:

Подставляем значения Т₁ и z₁ в формулу (3.1) и находим приблизительное значение шага цепи:

Определяем ориентировочную скорость цепи:

Находим ориентировочное значение допускаемого давления в шарнире по данным таблицы 3.1.

Таблица 3.1. Зависимость допускаемого давления в шарнире от скорости цепи

u, м/с	0, 1	0, 4	1, 0	2, 0	4, 0	6, 0	8, 0	10, 0
[P]¢, МПа

По таблице 3.1 методом интерполяции находим, что для ориентировочной скорости цепи в 4, 3 м/с допускаемое давление равно

[P]¢ = 16, 25 МПа.

Определяем шаг цепи во втором приближении с учетом условий эксплуатации:

, (3.1)

где	k_Э — коэффициент эксплуатации , (3.2)
k₁	— коэффициент, учитывающий характер нагрузки k₁ = 1, 0;
k₂	— коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния на работоспособность цепи k₂ = 1;
k₃	— коэффициент, учитывающий угол наклона линии, соединяющей центры звёздочек к горизонту k₃ = 1;
k₄	— коэффициент, учитывающий способ натяжения k₄ = 1, 25;
k₅	— коэффициент, учитывающий способ смазывания k₅ = 1, 5;
k₆	— коэффициент, учитывающий количество смен работы k₆ = 1.

По формуле (3.3) находим коэффициент эксплуатации:

После подстановки всех значений в формулу (3.2) получаем

Шаг цепи во втором приближении равен t¢ = 18, 05 мм. Ищем ближайшее значение стандартного шага цепи по таблице «Размеры и параметры цепей роликовых однорядных ПР и двухрядных.»

Принимаем цепь ПР-19, 05-31, 8 ГОСТ 13568—97.

Характеристика цепи:

– шаг цепи — t = 19, 05 мм;

– разрушающая нагрузка — F_P = 31, 8 кН;

– масса одного метра цепи — q = 1, 9 кг/м.

Определяем действительную скорость цепи:

м/с.

Уточняем допускаемое давление в шарнире. По данным таблицы 3.6, методом интерполяции, при шаге t = 19, 05 мм для скорости 4, 3 м/с допускаемое давление в шарнире равно:

[ ] = 16, 7 МПа.

Находим расчётное давление в шарнире:

МПа.

Сравниваем его с допускаемым давлением:

Условие работоспособности по давлению в шарнире выполнено.

Определяем межосевое расстояние в шагах.

Рекомендуемое значение равно: a_t = (30…50) t.

Принимаем значение межосевого расстояния в шагах: a_t = 40 t.

Находим межосевое расстояние, мм:

a=40t; a=40*19.05=762 мм

Вычисляем число звеньев в цепи:

Определяем диаметр делительных окружностей ведущей и ведомой звёздочек:

Определяем расчётную длину цепи:

Проверим работоспособность цепи по числу ударов.

Действительное значение числа ударов:

Подставив значения, получим:

Допускаемое значение числа ударов:

[U]= ;

[U]= .

По числу ударов в секунду цепь является работоспособной.

Проверяем цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности:

. (3.3)

Определяем тангенциальную силу на ведущей звёздочке:

Находим центробежную силу:

Определяем силу от провисания цепи:

, (3.4)

где k_f

— коэффициент провисания, зависящий от положения линии центров, соединяющих центры звездочек. Для горизонтальных передач k_f = 6, для наклоненных под углом 45° k_f = 1, 5, для вертикальных передач k_f = 1. В нашем случае k_f = 6.

Тогда по формуле (3.4)

Возвращаясь к формуле (3.3), определяем коэффициент запаса прочности:

Допускаемая величина коэффициента запаса прочности, по данным таблицы 3.3, [S] = 9.4.

В проектируемой цепи запас прочности обеспечен.

Нагрузка на опоры со стороны цепи равна

Выбранная цепь ПР-19, 05-31, 8 ГОСТ 13568—97 отвечает критериям работоспособности и надежности.

Таблица 3.8. Допускаемое значение коэффициента запаса прочности [S]

Шаг цепи t	Частота вращения меньшей звездочки z₁, мин^–1

12, 7	7, 1	7, 3	7, 6	7, 9	8, 2	8, 5	8, 8	9, 4	10, 0
15, 875	7, 2	7, 4	7, 8	8, 2	8, 6	8, 9	9, 3	10, 1	10, 8
19, 05	7, 2	7, 6	8, 0	8, 4	8, 9	9, 4	9, 7	10, 8	11, 7
25, 4	7, 3	7, 8	8, 3	8, 9	9, 5	10, 2	10, 8	12, 0	13, 3
31, 75	7, 4	7, 8	8, 6	9, 4	10, 2	11, 0	11, 8	13, 4	–
38, 1	7, 5	8, 0	8, 9	9, 8	10, 8	11, 8	12, 7	–	–

3.8 Расчёт вала

Данные для расчета: внешняя сила, передающаяся в точки c и d ∑ F_в=28 кН; Т=15000 Н∙ м; =0, 93 кН; l₁=140 мм; l₂=170 мм; l₃=1560 мм; l₄=170мм.

Рисунок 3.7 Схема нагружения вала в вертикальной плоскости.

Для нахождения реакции составим уравнение моментов относительно точки e:

Для нахождения реакции составим уравнение моментов относительно точки a:

Находим изгибающий момент в точке b:

Находим изгибающий момент в точке c:

Находим изгибающий момент в точке d:

Рисунок 3.8 Эпюры нагружения вала.

Опасными сечениями являются точки b и d. Находим эквивалентные моменты для этих точек.

Производим предварительное определение диаметра входного конца вала на участке a-b:

где - момент на валу ротора, ;

- допустимое ослабленное касательное напряжение, ;

принимаем – d=76 мм.

Рисунок 3.9 Схема конца вала.

На участке d вал испытывает сложное напряженное состояние. Поэтому требуется найти эквивалентное напряжение

, (3.5)

Находим напряжение изгиба:

где - момент на валу в точке d, м;

- осевой момент сопротивления, ;

где - диаметр вала в точке b, мм;

- допускаемое напряжение изгиба, ;

= ,

где - предел текучести, ;

- коэффициент запаса прочности.

Для изготовления вала используем Сталь 40. Для неё предел текучести , коэффициент запаса прочности принимаем S=2.

Находим напряжение кручения:

где - момент на барабане, ;

- полярный момент сопротивления, ;

Возвращаясь к формуле (3.5), находим эквивалентное напряжение:

Условие прочности удовлетворяется.

3.9 Расчёт сварного соединения

Рассчитать тавровое сварное соединение крепления вала к опорному диску. Сварной шов угловой. Соединение тавровое.

Рисунок 3.10 Схема соединения деталей:

Корпус 1 приваривается в тавр к опорному диску 2 кольцевым угловым швом, и так же она приваривается в тавр к валу 3 диаметром d. К корпусу приложена сила F. В сварном шве возникает изгибающий момент М. равный: М=F·L. В процессе работы на шов будет передаваться крутящий момент Т.

Данные для расчета: F=14000 Н; L=170 мм; Т=1500 Н∙ м; катет шва К=4 мм; d=84 мм.

Выбор допускаемых напряжений для расчета

Материал опорного диска - Сталь 40 с пределом текучести . Определяем допускаемое напряжение изгиба и другие нормальные напряжения по формуле:

[σ _р] = [σ _и] = σ _T /S

где S – коэффициент запаса прочности. Для статических нагрузок его рекомендуется выбирать в диапазоне 1, 5…2, 5. Принимаем S=1, 5.

[σ _р] = [σ _и] = 340 /1, 5=227 МПа

Выбор допускаемых напряжений для сварных швов

Выбор допускаемых напряжений для сварных швов проводится по механическим характеристикам соединяемых деталей. При этом определяющей является деталь с меньшей прочностью. В нашем случае им является материал опорного диска.

Допускаемое нормальное напряжение стыкового сварного шва определяется по выражению:

[σ р^/] = Кз × Кп × [σ р],

где Кз – коэффициент основного вида напряжений.

При напряжениях сжатия Кз = 1, растяжения и изгиба Кз = 0, 9, кручения Кз = 0, 8.

В нашем случае основное напряжение кручения Кз = 0, 8.

Коэффициент Кп учитывает положение шва в процессе его формирования.

Горизонтальный шов Кп = 1, вертикальный шов Кп = 0, 9, потолочный шов Кп = 0, 8. В нашем случае Кп = 1.

[σ р] – допускаемое нормальное напряжение для детали с ослабленными механическими свойствами.

[σ _р^/] = 0, 8× 1× 148=118 МПа.

Допускаемые касательные напряжения принимаются на уровне:

[τ ^/] = 0, 60 … 0, 65 [σ _р^/]

[τ ^/]=0, 65× 227=147 МПа,

Угловые швы рассчитываются по касательным напряжениям. В нашем случае в шве от действия момента М появляются касательные напряжения изгиба , а от момента Т, появляются касательные напряжения кручения .

Эти напряжения действуют во взаимно перпендикулярных плоскостях и для нахождения эквивалентного напряжения требуется использовать сложение по теореме Пифагора

(3.5)

Определяем касательные напряжения изгиба

(3.6)

где М – изгибающий момент

M=14000*170=2180000 H*мм

W_x- момент сопротивления относительно оси Xили Y. В нашем случае сила F действует в плоскости оси X. Находим W_x

Возвращаясь к формуле (3.6) находим

Определяем касательные напряжения кручения

где T – крутящий момент при затягивании гайки,

W_ρ – полярный момент сопротивления кольцевого шва с катетом К

Возвращаясь к формуле (3.5) находим эквивалентное напряжение

Прочность шва обеспечена.

Производственные расчеты показали, что при условии выполнения модернизации плющильного аппарата КПС-5Г по приведённым чертежам и из рекомендованных материалов, конструкция работоспособна и может быть проведена в условиях СПК Колхоз «Родина».

⇐ Предыдущая 1 234 5 Следующая ⇒