Расчет гравитационного бетоносмесителя периодического действия

cherteg1.dwg

Промежуточный вал редуктора
модуль m 3 мм число зубьев колеса z 20 делительный диаметр d 60 мм длина зубьев шестерни b 40 мм
Колесо тихоходного вала редуктора
модуль m 3 мм число зубьев колеса z 40 делительный диаметр d 120 мм длина зубьев шестерни b 36 мм

vatman.dwg

Расчет механизма подъема мостового крана
Кафедра ТКМ и МС МАС 1-05
Гравитационный бетоносмеситнль периодического действия СБ-103
Барабан и траверса показаны условно в горизонтальном положении
Техническая характеристика. Обьем готового замесабетонной смеси
л 200 Обьем по загнузке сухими составляющими
л 300 Число циклов в час
не менее 30 Крупность заполнителя
не более 120 Частота вращения барабана
Угол наклона смесительного барабана
град: при перемешивании 15 при выгрузке 55 Мощность электродвигателя
мм: длина 2500 ширина 4050 высота 3300

proekt.doc

Получение бетона и раствора заданных марок и свойств отвечающих соответствующим требованиям обеспечивается совокупностью многих факторов из которых первостепенное значение имеют качество исходных компонентов и эффективность работы смесительного оборудования. Для приготовления бетонов и растворов применяются смесители различной конструкции.
Смесители классифицируются по следующим признакам:
) по технологическому назначению — для приготовления бетонов разных видов (тяжелого ячеистого силикатного керамзитобетона полимербетона и т. п.) для приготовления строительных растворов;
) по характеру работы — цикличные и непрерывного действия;
)по способу смешения — гравитационные (барабанные) и принудительного действия (лопастные);
) по конструкции рабочих органов— с цилиндрическим и грушевидным барабаном с двухконусным барабаном с вертикально расположенными смесительными валами (тарельчатого типа) и с горизонтально расположенными смесительными валами (лоткового типа);
)по способу перебазирования— передвижные и стационарные.
В смесителях цикличного действия исходные материалы смешиваются отдельными порциями. Такой способ приготовления позволяет регулировать продолжительность смешения в зависимости от состава смеси и вместимости смесителя т. е. приготовлять смеси различных марок.
В смесителях непрерывного действия исходные компоненты загружаются смешиваются и разгружаются непрерывно. Их используют при массовом производстве одномарочных смесей как правило в установках или линиях непрерывного действия.
Наибольшее распространение получили цикличные смесители гравитационные с грушевидным барабаном принудительного действия с вертикально расположенными смесительными валами (роторные и турбулентные) и других конструкций. Основными параметрами цикличных смесителей являются объем готового замеса и вместимость смесителя по загрузке. Смесители непрерывного действия характеризуются производительностью зависящей от конструкции и режима работы смесителя и характеристик составляющих компонентов смеси.
Гравитационные бетоносмесители.
В гравитационных смесителях исходные компоненты смеси поднимаются во вращающемся барабане на внутренней поверхности которого жестко закреплены лопасти и затем под действием силы тяжести падают вниз. Процесс повторяется несколько раз благодаря чему получается смесь однородная по составу. Загрузка исходных компонентов смеси производится через загрузочное отверстие в барабане а разгрузка или через разгрузочное отверстие или путем опрокидывания барабана.
К преимуществам гравитационных смесителей относятся простота конструкции и кинематической схемы возможность работы на смесях с наибольшей крупностью заполнителей (до 120 150 мм) незначительное изнашивание рабочих органов малая энергоемкость простота в обслуживании и эксплуатации и низкая себестоимость приготовления смеси. Оптимальное время смешения в таких смесителях составляет 60 90 с а полный цикл включая загрузку смешение выгрузку и возврат барабана в исходное положение — 90 150 с.
Бетоносмеситель СБ-103 входит в комплект оборудования бетонных заводов и установок и бетоносмесительных цехов заводов железобетонных изделий. Бетоносмеситель состоит из рамы опорных стоек смесительного барабана траверсы привода вращения
барабана и пневмоцилиндра для опрокидывания барабана.
Смесительный барабан представляет собой металлическую емкость в виде двух конусов; соединенных цилиндрической обечайкой внутренняя поверхность которой снабжена футеровкой из сменных листов из износостойкой стали. В барабане на кронштейнах закреплены три передние и три задние лопасти. К цилиндрической обечайке барабана с внешней стороны на прокладках приварен зубчатый венец и к торцу переднего конуса — фланец.
Траверса представляет собой сварную конструкцию коробчатого сечения выполненную в виде полукольца с цапфами на концах. Цапфы с подшипниками закреплены на стойках и служат для поворота смесительного барабана. На траверсе смонтированы опорные и поддерживающие ролики обеспечивающие вращение и удержание барабана при разгрузке. На наружной стенке левой стойки установлен пневмопривод. На правой стойке находится выводная коробка и два конечных выключателя крайних положений барабана. Опорный ролик вращающийся в подшипниках установлен на эксцентриковой оси позволяющей регулировать положение роликов для нормального зацепления шестерни и зубчатого венца при монтаже и изнашивании роликов. Оси установлены на двух опорах и крепятся к стойке траверсы болтами. Поддерживающие ролики также смонтированы в подшипниках на эксцентриковых осях позволяющих регулировать зазор между коническими поверхностями зубчатого венца и ролика. Для смещения ролика в осевом направлении предусмотрены регулировочные шайбы.
Двухступенчатый редуктор закреплен на вертикальной стенке траверсы. Движение от электродвигателя через муфту и редуктор передается шестерне и зубчатому венцу барабана. Пневмопривод служит для опрокидывания барабана при разгрузке готовой смеси возврата и фиксации его в рабочем положении и заключает в себя пневмоцилиндр воздухораспределитель масло распределитель запорный вентиль резинотканевые рукава и трубы. Пневмоцилиндр выполнен с тормозным устройством позволяющим изменять скорость движения поршня в конце опрокидывания и подъема барабана.
Техническая характеристика проектируемого бетоносмесителя:
обьём готового замеса Vг = 02 м3;
число замесов в час zс = 30 ч-1;
вместимость смесителя по нагрузке Vз = 03 м3;
производительность смесителя П =42 м3ч
Исходные данные для проектирования:
плотность бетонной смеси ρ = 2000 кгм3;
коэффициент использования рабочего времени kн = 07
Вместимость смесителя по нагрузке:
здесь kв – коэффициент выхода смеси для бетона kв = 065 ÷ 07. Для нашего случая принимаем kв = 067.
Внутренний диаметр цилиндрической части барабана:
Оптимальная частота вращения барабана:
R – радиус внутренней части барабана м.
Угловая скорость барабана:
б = 2 ·nб = 2 · 314 · 0336 = 211 .
Сила тяжести бетонной смеси:
Gсм = Vг · ρ · g = 02 · 2000 · 981 = 3924 Н;
ρ = 2000 кгм3 - плотность бетонной смеси;
g = 981 мс2 – ускорение свободного падения.
Мощность двигателя привода смесителя.
а) мощность на перемешивание бетонной смеси:
б) мощность на перекатывание барабана по роликам:
Gб – приблизительный вес барабана Gб = (15 ÷ 16) · Vз = 155 · 0298 = 462 кН;
– угол установки опорных роликов = 30°;
k – коэффициент трения-качения бандажа барабана (00008 ÷ 0001) принимаем k = 00009;
f – коэффициент трения в опоре ролика (001 ÷ 0015) принимаем f = 0012;
Rб – радиус бандажа барабана Rб = (105 ÷ 11) · R = 107 · 057 = 061;
Dр – диаметр опорного ролика Dр = (015 ÷ 020) · Dб = 017 · 2 · Rб = 017 · 2 · 061 = 021 м;
dц – диаметр цапфы ролика м;
б – угловая скорость барабана.
в) расчетная мощность электродвигателя:
– КПД привода смесительного барабана. Найдем как произведение КПД всех ступеней передачи:
м – КПД муфты м = 098;
п – КПД пары подшипников качения п = 099;
зз – КПД пары зубчатых колес закрытой передачи (096 ÷ 098) зз = 097;
г – КПД гидравлических потерь на смазку одной пары зубчатых колес г = 099;
зо – КПД открытой зубчатой пары (093 ÷ 095) п = 094.
г) Также вычислим КПД для всех зубчатых колес передачи начиная с первого и заканчивая пятым (КПД для шестого колеса равен КПД всего привода). Вычисления нужны для подсчета мощностей и крутящих моментов на всех колесах зубчатой передачи. Заметим что две пары колес (2-е и 3-е а также 4-е и 5-е) попарно сидят на одних валах поэтому можно принять что КПД мощности а также скорости вращения для каждой пары этих колес одинаковы.
Номер зубчатого колеса
Подбор электродвигателя.
Электродвигатель подбирают по расчетной мощности NД и частоте вращения n с допускаемой перегрузкой по мощности не более 5 %. Для машин работающих при незначительно меняющейся нагрузке (отношение максимальной нагрузки к средней 11 - 13) с числом включений 20 ÷ 30 в час рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели переменного тока единой серии 4А общего назначения закрытые обдуваемые. К таким машинам относится гравитационный бетоносмеситель.
Для других машин работающих в специфических условиях могут быть подобраны двигатели иных типов. Например для кранов где при подъеме грузов необходим высокий пусковой момент и число включений более 100 в час или для дробилок у которых более высокое отношение максимальной нагрузки к средней. Частота вращения двигателя для каждого вида машин оговаривается специально.
Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока типа 4А100L6УЗ мощностью 22 кВт с синхронной частотой вращения nc = 1000 обc и относительным скольжением при номинальной нагрузке S = 51 %. Отношение пускового момента к номинальному .
Определяем фактическую частоту вращения двигателя:
Предварительные передаточные числа привода.
Определяем общее передаточное число привода:
здесь nД – фактическая частота вращения вала двигателя;
nб - оптимальная частота вращения барабана.
Примем передаточное число открытой передачи (зубчатое колесо z5 и венец z6) uоп = 9.
Тогда передаточное число закрытого двухступенчатого редуктора определится из выражения:
передаточное число тихоходной ступени редуктора
передаточное число быстроходной передачи редуктора
Вычисляем мощности числа оборотов угловые скорости крутящие моменты на всех зубчатых колесах привода. Для этого воспользуемся следующими формулами:
для расчета мощности - ;
для подсчета числа оборотов -
для определения угловой скорости -
для определения крутящего момента -
здесь: N n - соответственно мощность КПД передаточное число угловая скорость и крутящий момент соответствующего звена привода.
а) быстроходный вал редуктора:
б) промежуточный вал закрытого редуктора (второе зубчатое колесо):
Так как второе и третье зубчатые колеса посажены на один вал то рассчитываемые параметры для них будут одинаковы N2 = N3 = 2046 кВт; n2 = n3= 3636 обмин;
= 3 = 3805 с-1; М2 = М3 = 00537 кНм.
в) тихоходный вал редуктора:
Так как четвертое и пятое зубчатые колеса посажены на один вал то рассчитываемые параметры для них будут одинаковы N4 = N5 = 1945 кВт; n4 = n5= 1818 обмин;
= 5 = 1903 с-1; М4 = М5 = 0102 кНм.
г) открытая передача (параметры всего механизма)
Предварительные силовые параметры привода.
Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес.
Решающее влияние на работоспособность зуба оказывают два напряжения возникающие под действием двух сил: окружной Р и радиальной Я контактное (Gн) и напряжение изгиба (Gf) которые изменяются во времени по прерывистому (пульсирующему) циклу и являются причиной усталостного разрушения зубьев. Напряжение Gн приводит к контактному выкашиванию поверхности зубьев а Gf - к поломке зубьев поэтому зубчатые колеса рассчитывают по контактным напряжениям и проверяют по напряжениям изгиба.
При расчетах на прочность сил действующих на зуб несколько увеличивают умножением их на коэффициент kр =12 ÷ 13 который учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки возникающие из-за неточности изготовления.
Для пары зубчатых колес рекомендуется определенное сочетание машиностроительных материалов. При этом ведущее зубчатое колесо принято называть «шестерней» а ведомое колесо — просто «колесом». Зубья шестерни чаще вступают в силовой контакт и следовательно работают в более трудных условиях. Шестерню (или ведущее колесо) изготавливают из более прочного материала по сравнению с ведомым колесом.
Величину допускаемого напряжения в первом приближении можно рассчитать ориентируясь на менее прочный элемент пары которым является колесо по формуле:
НВср – средняя твердость по Бринеллю для материала колеса МПа.
Допускаемое напряжение изгиба рассчитывают как для шестерни так и для колеса по формуле:
Согласно рекомендации для колес закрытого редуктора принимаем:
Материалы зубчатых колес (закрытая передача).
НRC – твердость по Роквеллу (шкала С) можно принять НВ = 310 ÷ 370 МПа.
Для открытой передачи (третья пара) которая включает колеса z5 и z6 принимаем соответственно:
Материалы зубчатых колес (открытая передача).
а) допускаемые контактные напряжения для каждой пары зубчатых колес закрытого редуктора:
б) допускаемые напряжения изгиба для каждой шестерни закрытого редуктора:
в) допускаемые напряжения изгиба для каждого колеса закрытого редуктора:
г) допускаемые контактные напряжения для колес открытой передачи:
б) допускаемые напряжения изгиба для шестерни открытой передачи:
в) допускаемые напряжения изгиба для колеса открытой передачи:
Межосевое расстояние зубчатых колес.
В приводе барабана бетоносмесителя рекомендуется употреблять прямозубые зубчатые колеса. Для каждой пары колес межосевое расстояние вычисляется по условию контактной прочности или по контактным напряжениям.
Зная допустимые контактные напряжения найдем межосевое расстояние по формуле:
k = 315 – для прямозубых передач;
u – передаточное число зубчатой пары;
Мр – расчетный крутящий момент на ведомом колесе Нм:
здесь: М – номинальный момент на том же колесе;
kp - коэффициент kр =12 ÷ 13 который учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки возникающие из-за неточности изготовления.
- допускаемое контактное напряжение;
- коэффициент длины зуба; здесь b2 – ширина колеса;
а – межосевое расстояние.
Значение φа предварительно выбираем в соответствии с рекомендованными из нормального ряда чисел. При расчете первой ступени привода принимаем φа = 0315; при расчете второй φа = 04; при расчете третьей ступени φа = 0075 и определяется не условиями прочности а геометрией барабана.
а) межосевое расстояние быстроходного вала редуктора:
а) межосевое расстояние тихоходного вала редуктора:
а) межосевое расстояние открытой передачи:
Для удобства предварительные геометрические параметры привода сведем в таблицу.
Предварительные геометрические параметры привода.
Если сравнить межосевое расстояние а3 = 0399 м с внутренним радиусом барабана Rб = 061 м то соответственно видим что межосевое расстояние а3 мало и не удовлетворяет условиям совместимости по загрузке. То есть если принять межосевое расстояние получившееся в результате расчетов мы не сможем загрузить в барабан обьем смеси данный по заданию.
Поэтому для третьей ступени шестерня z5 и венец z6 межосевое расстояние найдем не по допускаемым контактным напряжениям а исходя из размеров смесительного барабана. Межосевое расстояние найдем из предположения что делительный диаметр венца d6 = mоп · z6 превышает диаметр бандажа Dб = 2 · Rб = 2 · 061 = 122 м. не менее чем на 3 ÷ 4 модуля .
mоп – модуль зацепления открытой передачи (шестерня z5 и венец z6);
z6 – число зубьев венца;
Dб – диаметр бандажа барабана.
Зададимся числом зубьев z5 = 20. Тогда z6 = z5 · uоп= 20 · 9 = 180 тогда модуль зубчатого венца будет равен:
Расчетное значение модуля округляем до ближайшего стандартного mоп = 7 мм.
Тогда межосевое расстояние определится о формуле:
При расчете необходимо следить за соблюдением неравенства при не соблюдении условия производится пересчет при этом берутся другие коэффициенты.
Делительный диаметр бандажа зубчатого венца d6 = mоп · z6 = 7 · 180 = 1260 мм.
Уточненные геометрические параметры зубчатой передачи.
1 Быстроходная зубчатая пара редуктора.
а) Зададимся числом зубьев ведущего колеса z1 = 20 тогда число зубьев ведомого колеса соответственно равно:
Число зубьев округляем до ближайшего целого принимаем z2 = 52.
б) Уточняем передаточное число ступени с учетом полученного числа зубьев:
в) Найдем модуль зацепления:
m1 – модуль зацепления ведущего колеса быстроходной зубчатой пары редуктора (шестерня);
m2 – модуль зацепления ведомого колеса быстроходной зубчатой пары редуктора;
mб –модуль зацепления быстроходной зубчатой пары редуктора;
аб – межосевое расстояние быстроходной зубчатой пары редуктора было определено ранее (предварительно) по допустимым контактным напряжениям.
Округляем значение модуля до ближайшего стандартного значения mб = 2.
г) Зная модуль числа зубьев вычислим делительные диаметры зубчатых колес для быстроходной зубчатой пары редуктора:
д) Уточним межосевое расстояние:
е) Длины зубьев найдем из нового межосевого расстояния с учетом выбранных значений φа для колеса и шестерни быстроходный зубчатой пары:
2 Тихоходная зубчатая пара редуктора.
а) Зададимся числом зубьев ведущего колеса z3 = 20 тогда число зубьев ведомого колеса соответственно равно:
Число зубьев принимаем z4 = 40.
б) Передаточное число ступени останется прежним так как числа зубьев получились сразу целыми (без округлений).
m3 – модуль зацепления ведущего колеса тихоходной зубчатой пары редуктора (шестерня);
m4 – модуль зацепления ведомого колеса тихоходной зубчатой пары редуктора;
mт –модуль зацепления тихоходной зубчатой пары редуктора;
ат – межосевое расстояние тихоходной зубчатой пары редуктора было определено ранее (предварительно) по допустимым контактным напряжениям.
Округляем значение модуля до ближайшего стандартного значения mт = 3.
г) Зная модуль числа зубьев вычислим делительные диаметры зубчатых колес для тихоходной зубчатой пары редуктора:
е) Длины зубьев найдем из нового межосевого расстояния с учетом выбранных значений φа для колеса и шестерни тихоходной зубчатой пары:
3 Открытая зубчатая пара.
Ранее для открытой передачи мы определили такие параметры как:
число зубьев шестерни z5 = 20 и венца z6 = z5 · uоп= 20 · 9 = 180 межосевое расстояние
аоп = 700 мм и модуль зацепления mоп = 7 мм то перейдем сразу к определению делительных диаметров шестерни d5 и венца d6 открытой передачи. Передаточное число uоп= 9 остается неизменным.
а) Делительные диаметры зубчатых колес для открытой зубчатой пары:
для венца делительный диаметр был определен ранее d6 = 1260 мм.
б) Длины зубьев найдем из нового межосевого расстояния с учетом выбранных значений φа для венца и шестерни открытой зубчатой пары:
Результаты расчетов удобно представить в виде таблицы.
Уточненные геометрические и силовые параметры привода.
Проверка прочности зубчатых колес.
После расчета геометрических параметров передачи которые округлялись в ту или иную сторону необходимо произвести проверку прочности зубьев по контактным напряжениям Gн и напряжениям изгиба Gf.
Действующие контактные напряжения найдем по формуле:
Мрк – расчетный крутящий момент на колесе Нм:
kp - коэффициент kр =12 ÷ 13 который учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки возникающие из-за неточности изготовления;
bк – длина зубьев колеса соответствующей зубчатой пары(у колеса длина зуба меньше чем у шестерни что ограничивает длину контактной поверхности пары).
Действующие напряжения изгиба найдем по формуле:
Р – окружное усилие для соответствующей расчетной пары зубчатых колес ;
Мк – расчетный момент на соответствующей паре зубчатых колес;
dк – делительный диаметр колеса расчетной пары зубчатого колеса.
kf = 13 ÷ 14 – коэффициент учитывающий условия работы передачи kf = 14;
Yf – коэффициент формы зубы выбирается в зависимости от зубьев колеса;
т – модуль рассчитываемой пары колес.
Быстроходная зубчатая пара редуктора.
Действующие контактные напряжения:
Действующие напряжения изгиба:
Тихоходная зубчатая пара редуктора.
Открытая зубчатая пара редуктора.
Результаты расчетов удобно привести в виде таблицы.
Допускаемые и действующие напряжения зубьев колес передачи.
Контактные напряжения
Сравнивая расчетные и действующие напряжения можно сделать заключение что отклонения в сторону превышения не более 5 %. Так же достаточно велик запас прочности по напряжениям изгиба но контактные напряжения являются определяющими.
На ведущем валу редуктора диаметр под муфту:
Мб – момент на соответствующем валу в данном случае это момент на быстроходном валу редуктора.
Диаметр под подшипник:
t – высота буртика выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.
Диаметр под шестерню:
r – размер фаски подшипника выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.
На промежуточном валу редуктора диаметр под колесо.
Мп – момент на соответствующем валу в данном случае это момент на промежуточном валу редуктора.
f – размер фаски выбирается в зависимости от диаметра посадочной поверхности вала.
Диаметр под подшипники:
В последнем случае диаметр подшипника округлен в большую сторону с целью уменьшения их номенклатуры чтобы диаметры подшипника не ведущем и промежуточном влах были одинаковыми.
На тихоходном валу диаметр под колесо.
Мт – момент на соответствующем валу в данном случае это момент на тихоходном валу редуктора.
Диаметр под первый подшипник:
Диаметр под второй подшипник:
Наибольшее расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей редуктора:
Найдем зазор между вращающимися деталями и внутренними стенками корпуса редуктора:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес редуктора:
Производительность смесителя.
Vз – вместимость смесителя по загрузке;
kв – коэффициент выхода бетонной смеси по условию задания принимается kв = 0668;
zс – число замесов в час задается по условию проекта;
kи – коэффициент использования рабочего времени задается по условию проекта.
Методические указания «Расчет гравитационного бетоносмесителя периодического действия»
Борщевский А. А. Ильин А. С. «Механическое оборудование для производства строительных материалов и изделий».
Атлас конструкций «Механическое оборудование предприятий строительных материалов изделий и конструкций» под редакцией Сапожникова М. Я.
Дунаев П. В. «Конструирование узлов и деталей машин».
Атлас конструкций «Детали машин».