Машина трубоформовочная СМА-274
Анализ конструкции и принципа действия трубоформовочной машины и процессов происходящих в ней. Проведение и результаты патентных исследований. Расчет параметров и производительности трубоформовочной машины. Эксплуатация и ремонт модернизированной машины.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | курсовая работа |
Язык | русский |
Дата добавления | 03.06.2012 |
Размер файла | 6,0 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
4.5 Расчет мощности привода опорно-приводного вала и экипажа давления
Теоретическая мощность привода опорно-приводного вала определяется аналитическим путем с учетом сопротивлений движению-сукну, возникающих при работе машины. К ним относятся сопротивления, вызываемые силами трения в подшипниках опорно-приводного вала, гаут-валов, направляющих трубоваликов, сетчатых цилиндров, силами трения на поверхности вакуум-коробок, силами трения на поверхности вакуум-коробок, силами сопротивления вращения сетчатых цилиндров, создаваемых суспензией, силами трения качения между сетчатыми цилиндрами и гаут-валами, опорно-приводным валом и формуемой трубой и т.д.
Для расчета принят метод тяговых усилии, считая усилия приложенными к наружной поверхности рабочих органов. При этом тяговые усилия определяются исходя из равенства моментов трения и движущихся моментов [6].
Для расчета приняты следующие данные:
Приведенный к диаметру цапфы коэффициент трения в подшипниках качения с учетом потерь в сальниковых и лабиринтных уплотнителях f=0,02;
Коэффициент трения качения: для системны сетчатый цилиндр - гаут-вал = 1,6 мм; для системы опорно-приводной вал-труба со скалкой = 0,7 мм;
Коэффициенты трения: между уплотняющим резиновым кольцом и
вращающейся поверхностью сетчатого цилиндра К1=0,4; между
сукном и вакуум-коробкой К2=0,35; между билами сукнобойки и сукном К3 = 0,35;
Расчетные удельные линейные давления в Н/мм; гауг-вала на сетчатые цилиндры gг.в =5; прессовое давление gн = 70;
Удельное давление уплотнительного кольца сетчатого цилиндра:
gу.п =0,01 Н/мм2;
Рабочая ширина сукна с первичным асбестоцементным слоем L=5070 мм;
Расчетная скорость движения сукна Up = 55 м/мин - 0,92 м/с;
8. Коэффициент сопротивления трубоваликов Кс = 1,06.
Находим нагрузку на подшипники опорно-приводного вала по формуле [6], Н
Рп = gg L = 70*5070 = 354900 Н (2.38)
Находим нагрузку на подшипники опорно-приводного вала-по формуле:
Pо.в=Pн+Gо.в (2.39)
где Gо.в-сила Fт опорно-приводного вала, Н; Gо.в=10200 кг=100000 Н
Ро.в=354900+100000=454900 Н
Определяем тяговое усилие для преодоления трения в подшипниках опорно-приводного вала по формуле [6], Н:
(2.40)
где do.в - диаметр цапфы опорно-приводного вала, dо.в = 200 мм;
Do.в-диаметр опорно-приводного вала, DO.B. = 650 мм. Тогда
Т`о.в=454900*200*0.02/650=2800 Н
(2.41)
Определяем тяговое усилие для преодоления трения скольжения в уплотнениях сетчатого цилиндра по формуле [6]. Н
Т=2*К1*gуп*F (2.42)
где F - поверхность трения между резиновым кольцом и ободом сетчатого цилиндра, мм;
F=п*Dс.ц*B (2.43)
где В-ширина касания кольца к цилиндру, мм; В = 5 мм;
F = 3.14*1000*5 = 15700 мм2
Тогда
Т3 =2*0,4*0,01*15700 = 250 Н
Определяем тяговое усилие преодоления трения сетчатого цилиндра о суспензию по формуле [6], Н
(2.44)
где р - объемная масса асбестоцементной суспензии, кг/м3; р = 1031,5 кг/м3
- угловая скорость сетчатого цилиндра, рад/с; = 1,84 рад/с.
Тогда
Т4=(2*1031,5*1,842*10005*(1+5*5,275*103/1000))/68*102*50=50 Н
Определяем суммарное тяговое усилие системы сетчатый цилиндр-гауг-вал, Н.:
Тс= 2 (Т1+T2+Т3+Т4) = 2 (182+556+250+56) = 2044 Н (2.45)
Определяем тяговое усилие для преодоления трения между сукном и вакуум-коробкой по формуле [6], Н:
Tв.к = р*Fk*K2 (2.46)
где р - среднее разряжение или вакуумметрическое давление, Н/мм2. В коробке высокого вакуума р1=-0,06 Н/мм2, а в коробке низкого вакуума р2=0,004 Н/мм2.
FK - площадь цели вакуум-коробки, мм2.
Fк= Bв.к*L=37,5*5070=19*104 мм2 (2.47)
Определяем тяговое усилие для первой и второй коробки высокого вакуума
по формулам [6], Н:
для первой вакуум-коробки
Тв.к.= р*Fk* К2= 0,06*419*104*0,35=3990 Н (2.48)
для второй вакуум-коробки
Т`в.к.= р*4Fk* К2= 0,06*419*104*0,35=11910 Н (2.49)
Определяем тяговое усилие для преодоления сукнобойки о сукно по формуле [6], Н
Тс.д. = рс.д.* Кз = 3355*0,35 = 1175 Н (2.50)
Разбив путь движения сукна, рисунок. 2.4, на участке от точки 1 его сбегания с опорно-приводного вала до точки 11 его набегания на вал, определяем натяжение сукна методом обхода по контуру [6].
Величина предварительного натяжения сукна в точке его сбегания при удельном натяжении сукна в соответствующих точках будет иметь следующие значения:
S1=8800 Н
S2=Кс*S1=8800*1,06=9328 Н
S3=1,06*S2 =1,06*9328 Н
S4=(Тс.б+S1)*1,06=(9888+1175)*1,06=11726 Н
S5=1,06*S4=1,06*11728=12430 Н
S6=G+S5=12430+7600=20030 Н
S7=1,06*S6=1,06*20030=21232 Н
S8 =S7+Т»в.к.+Тс=21232+1064+2088=24384 Н
S9=S8 +Т`в.к-Тс=24384+3990+2088=30462 Н
S10=1,06*S1=1,06*30462=32290 Н
S11=(S10 +2Тв.к)*1,06=(32290+2*11970)*1,06=59603 Н (2.51)
где Кс - сопротивление при огибании трубоваликов, принимаем равным 6%, т.е. Кс= 1,06.
Дополнительное тяговое усилие для преодоления сопротивления на опорно-приводном валу от натяжения сукна определяем по формуле [6]
Tдоп=0,03 (S11-S1)=0,03 (59603+8800)=2052 Н (2.52)
Определяем расчетное тяговое усилие на опорно-приводном валу. Н:
Тр = КП(S11-S1+Tдоп) (2.53)
где Кп - поправочный коэффициент неучтенных потерь, принимаем. Кп=1,2. Тогда
Тр = 1,2 (59603-8800+2052) = 63426 Н.
Определяем мощность, потребляемую приводом опорно-приводного вала, Вт
(2.54)
где Vmax - максимальная рабочая скорость сукна, м/с; Vmax = 0,92 м/с;
- коэффициент полярного действия привода с учетом потерь на карданном валу, = 0,85.
Тогда
Pо.в =6342*0,92/0,85= 68649 Вт = 68,7 кВт.
Принимаем электродвигатель мощностью 70 кВт.
Привод верхнего сукна потребляет мощность, необходимую для создания тягового усилия, преодолевающего суммарные сопротивления движению на замкнутом контуре 12-21.
Усилие, создаваемое прессовым давлением пресс-вала, определяем по формуле [6], Н
Рп = gп*L = 70*5070 = 354900 Н (2.55)
Определяем тяговое усилие для преодоления трения в подшипниках пресс-вала
(2.56)
где dп.в. - диаметр цапфы пресс-вала, мм; Dп.в. =90 мм;
Dп.в-диаметр пресс-вала, мм; Dп.в = 190 мм.
Тогда:
Т`П.В=354900*90*0,02/190=3362 Н
Определяем тяговое усилие для преодоления трения качения между пресс-валом и формуемой трубой, Н.
(2.57)
Определяем суммарное тяговое усилие системы экипажа давления - скалка с трубой по формуле [6], Н
Tэ=2 (Т`п.в+Тп.в)=2 (3362+5150)=17024 Н (2.58)
Приняв расчетный вес валика 14-G=7600 Н
Тогда
G= S14+ S13
S14=Kc*S13
Получаем равенство:
G= S13+Kc*S13= S13*(1+Kc)
Из этого равенства находим S13:
S13=G/(l+ Kc)=7600/(1+1,06)=3690 Н
S14=G-S13=7600-3690=3910 Н
S15=Kc*S14=1.06*3910=4145 Н
S16=S15 +S13=4145+3690=7835 Н
S17=Кс*S16=1,06*8803=8305 Н
S18=1,06*S17=1,06*8305=8803 Н
S19=1,06*S18 =1,06*8803=9331 Н
S20-21=S19+Тэ=9331+17024= 27755 Н
S12=S13/Кс=3690/1,06=2481 Н (2.59)
Определяем расчетное тяговое усилие на экипаже давления
Tр=S21-S12=27755-2481=25274 Н (2.60)
Определяем мощность привода верхнего сукна по формуле [6], Вт
(2.61)
Принимаем электродвигатель мощностью 28 кВт.
5. Прочностные и проверочные расчеты
5.1 Расчет опорного вала
На опорный вал действуют следующие нагрузки:
нагрузка экипажа давления;
собственный вес;
вес скалки с трубой;
крутящий момент от привода опорного вала;
усилие от натяжения ведущей и ведомой ветки сукна.
Нагрузка от экипажа давления и веса скалки с трубой определяется из условия максимального удельного давления на трубу gу=70*103 Н/м.
Рэ.д=gу*L=70*103*5,1=357*103 Н (2.62)
Собственный вес вала Рсоб=100000 Н
Крутящий момент существенного влияния совместно с усилием от натяжения верхней и нижней ветвей сукна на прочность вала не оказывают и ими можно пренебречь.
Интенсивность равномерно распределенной нагрузки от давления экипажа давления и собственного веса опорного вала определим из выражения, Н/м.
g=g1+g2 (2.63)
где g1 - интенсивность распределении нагрузки от давления экипажа давления, равная g1 = 70*103 Н/м;
g2-интенсивность равномерно распределенной нагрузки от собственного веса, Н/м.
g2= Pсоб/L=100000/5,1=21500 Н/м (2.64)
Тогда
g=70*103+21.5*103=91.5*103 Н/м
Определяем опорные реакции [9], Н
RA=RB=(g*l)/2 (2.65)
где L - длина формуемой трубы, м; L = 5,1 м. Тогда
RA=RB=(91,5*103*5,1)/2=231,95*103 Н
Определяем максимально изгибающий момент по формуле [9], Н*м
Mmax=(gL2(4d/L+1))/8=(91,5*103*5,12(4*0,35/5,1+1))/8=375,2*103 Н*м (2.66)
Условие прочности имеет вид:
(2.67)
где 6мax - наибольшее по абсолютной величине напряжение в опасном сечении вала, Н/м2;
[6Р] - допускаемое напряжение на растяжении при изгибе, Н/м2.
Определяем наибольшее напряжение 6мах, возникающее в поперечном сечении вала по формуле [9]
(2.68)
где W - момент сопротивления изгибу, м3;
W=пdн.о*(1-C4)/32 (2.69)
dн.о - наружный диаметр опорного вала, м, dIн.о. = 0,65;
С - отношение наружного диаметра опорного вала к внутреннему.
dв.о. - 0,45 м;
C=dв.о/dн.о=0,45/0,65=0,69 (2.70)
Тогда
Материал опорного вала-чугун марки С428-48.
Рисунок 2.5. Схема к расчету опорного вала
Предел прочности чугуна С428-48 при растяжении [7] равен 2800*105 Н/м.
Запас прочности по отношению к максимальным напряжениям в валу составит:
(2.71)
Прогиб опорного вала посредине проема определится из формулы [8], м
Vmax = g/24EIk(2LZ2 - (Z-l)4+(Z-l-L)4+(((l1-l)4-l4/l1) Z)-2Ll12Z) (2.72)
Е - модуль упругости чугуна С428-48 принимаем, Е = 1,3*1010 кг/м;
Z - расстояние до места прогиба.
Z = L2/2 (2.73)
где L2 - расстояние между опорами, м;
Z =6,2/2= 3,1 м.
1 - расстояние от опоры А или В до начала равномерно распределенной нагрузки, м; 1 = 0,5 м;
L - длина балки, на которую действует равномерно распределенная нагрузка, L =5,1 м;
l1 - длина пролета, l1 = 6,2 м;
Ik - момент инерции поперечного сечения вала, м4.
Ik=п(dн.о4 - dв.о4)/64=3,14*(0,654 - 0,454)/64= 0,006746 м4 =67,46*10-4 м4(2.74)
Тогда
V=(91,5*103/24*1,3*1010*67,46*10-4) (2*5,1*3,13 - (3,1-0,5)4+(3,1-0,5-5,1)4+((((6,2-0,5)4-0,54)/6,2)*3,1) - 2*5*6,22*3,1)=0,00016 м (2.75)
5.2 Расчет сукноправки
Схема к определению давления сукна на валах сукноправки.
Рисунок 2.6 Схема к определению давления сукна на валах сукноправки
Как видно из схемы
Q = S sin 10°2 = 32290*0,1736*2 = 11211 Н (2.76)
Общее давление на опору А с учетом собственного веса валка G=3676 H;
определится из формулы [9], Н.
р = Q + G= 11211 + 3676 = 14887 Н (2.77)
Схема к определению усилия перемещения ползуна в направляющих.
Рисунок 2.7 Схема к определению усилия перемещения ползуна в направляющих
Как видно из схемы:
р = P*Tp = Q*f (2.78)
где f - коэффициент трения скольжения.
Для нашего случая f=0,08 (чугун по чугуну со смазкой), но учитывая, что на ползун и направляющую возможно попадание цемента, асбеста и других абразивных частиц, принимаем f=0, l.
Условие передвижения ползунка по направляющей [9]
р > Q*f (2.79)
р= 14887*0,1 = 1488,7 Н
Ползун передвигается по направляющим с помощью винта.
Момент, который нужно приложить к винту для передвижения ползуна, определяется из формулы [8], Н.м
(2.80)
где dcр - средний диаметр винта, равный 0,033 м;
- угол подъема винтовой линии (для трапециидальной резьбы 36*6 равен 3°20`);
- угол трения, равный для трапециидальных резьб 6-8°
Мтр - момент трения на пяте винта. Для нашего случая Мтр принимаем
равным 0. Все потери будем учитывать коэффициентом полезного действия
Р - усилие, действующее вдоль винта, Р = 1488,7 Н.
Тогда
С учетом потерь на трение, крутящий момент будет:
Мтр =44.8/0.65= 68,9 Н*м
Следовательно, для перемещения валка сукноправки нужно сравнительно небольшое усилие, но для нормальной работы важное значение имеет скорость перемещения ползуна.
По данным привода сукнобойки известно, что:
число зубьев червячного колеса Z1 = 32;
червяк однозаходный Z2 = 1;
шаг винта S = 6 мм = 0,006 м;
мощность электродвигателя Р=0,37 кВт; n = 1410 мин-1.
Тогда скорость передвижения подшипника равна:
V = n1 S = 44*0,006 = 0,246 м/мин (2.81)
n1 - число оборотов червячного колеса (винта), n1 = 44 мин-1.
Тогда крутящий момент, который можно передать на винт будет равен:
(2.82)
что больше чем 44,8 Н.м и 68,9 Н.м (см. выше), т.е. мощность, подводимая к винту в 1,2 раза превосходит нужную, однако для сохранения скорости, оставляем принятый электродвигатель и передаточное отношение червячного редуктора.
Следует отметить, что привод сукноправки работает непродолжительное время по сравнению с остальными механизмами машины. Ввиду вышесказанного, расчет червячного редуктора и вента на предельный изгиб не производим, а все их размеры выбираем конструктивно.
5.3 Расчет фильц-рамы
На фильц-раму действуют следующие нагрузки: сила Р, действующая радиально на сетчатый цилиндр. Она создает уплотнение и обезвоживание асбестоцементного слоя. Силу Р можно определить как произведение удельного давления гауг-вала на пленку и ширину сукна. Максимальное давление может доходить до 600 кг/м [2]; ширина сукна 5,5 м.
Тогда
Р =600*5,5 = 3300 кг = 32340 Н;
Рисунок. 2.8 Схема сил, действующих на фильц - раму
Сила Р1 действует непосредственно через фильц-раму на гауг-валы. Она разлагается на две силы: на силу Р1 и силу Р2, действующую под углом а на фильц-раму. Значение сил Р2 и Р1 можно определить из выражения.
Р1= Р/cosa (2.83)
Р2= Р*tga (2.84)
Значение угла а определяется из выражения:
tga=(260/(100+410+5))/2=0.36754
Тогда
a=20010`
где 5 - толщина сукна между гауг-валом и сетчатым цилиндром, мм.
Тогда
P1 =32340/0,9387 = 34470Н
Р2 = 32340*0,3675 = 11892 Н
Силы S1 и S2 - соответственно натяжение верхней и нижней ветвей сукна, Q - их равнодействующая, S1 = 30462 Н; S2 = 24384 Н (смотри выше расчет мощности привода опорно-приводного вала).
Q = S1 + S2 = 30462 + 24384 = 54846 Н (2.85)
Считая, что сила Q направлена под углом а к оси фильц-рамы можно определить реакцию R в шарнире А.
R=2P2*sina-Q*sina= 0.3448*(2*11892-5486)= -10710 Н (2.86)
т.е. балка между гауг-валами подвергается сжимающим усилиям с силой 10710 Н.
Силы Р2 и Q, так как они имеют точку приложения ниже оси балки, создадут изгибающие моменты, численно равные:
М1= Р2*0.285*сos20010`= 11892*0,285*0,9387=3181 Н*м (2.87)
М2= (Q - Р2)*0.285*сos20010`= (54846-11892)*0.285*0,9387=11491 Н*м (2.88)
Составим уравнение моментов относительно точки В:
(2.89)
RA*3,575+M2-P2*(3,575-3,34) - P1*(3,575-1,71) - M1=0 (2.90)
RA= (M1+P1*1,865+P2*0,235-M2)/3,575=(3181+34470*1,865-34470*0,235-11431)/3,575=17923 Н
Определяем максимальный изгибаюзий момент на первом участке (под силой Р1 и моментом М1); Н*м
Мизг.1= - RA*1,71= -17923*1,71= -30648 Н*м (2.91)
Определяем максимальный изгибающий момент на втором участке (под силой Р1 и моментом М2), Н*м
Мизг.2= - RA*3,34+M1+P1*1,63=17923*3,34+3181+34370*1,63= -496 Н (2.92)
Составляем уравнение моментов относительно точки А:
(2.93)
RВ*3,575-M2-P2*3,34-P1*1,71+M1=0 (2.94)
RВ= (M2+P2*3,34+P1*1,71-M1)/3,575=(11491+34470*3,34+34470*1,71-3181)/3,575=51016 Н (2.95)
Строим эпюру моментов Мизг
Рисунок. 2.9 Эпюра изгибающих моментов
На опорах моменты равны 0.
Так как фильц-рама имеет две балки, то можно принять, что каждая балка несет половину общей нагрузки. В наиболее опасных сечениях каждая балка представляет лист с приваренной к нему полосой.
К листу крепится подвеска.
Рисунок 2.10 Сечение балки
Определяем площадь сечения и суммарную.
Fполосы =3*5=15 см2
Fлиста =3*38=114 см2
Fсумм. =15+114=129 см2
Координаты центра тяжести сечений относительно осей X1-X1:
Fполосы =19 см;
Fлиста=19 см;
Определяем координаты центра тяжести всего сечения относительно оси X1 -X1
Uc=(19*15+19*14)/129=19 cм
Определяем осевые моменты инерции относительно своих собственных осей [7], см4.
Yx. полосы= B*h3/12 (2.95)
где В= 5 см - длинна сечения полосы;
h= 3 см - высота сечения полосы.
Тогда:
Yx. полосы=5*33/12=11,25
Yx. листа=B*h3/12 (2.95)
где В=3 см - длинна сечения листа;
h=38 см - высота сечения диета.
Тогда
Yx. листа=3*383/12=13718 см4
Определяем суммарный момент инерции сечения.
Yx. сумм.=11,25+13718=13729 см4
Нормальное наибольшее напряжение в опасном сечении от изгиба определим из формулы [7] Па.
(2.96)
Определим наибольшее напряжение от сжатия сечения силой Р2
(2.97)
Наибольшее напряжение, которое может возникнуть в опасном сечении, составит:
(2.98)
(2.99)
Для стали 3 [7].
Следовательно,
221,4*105<1500*105 Па
5.4 Расчёт привода подъёма гауг-валов
Рисунок. 2.11 Схема сил действующих на фильц-раму.
Условие подъёма фильц-рамы [6];
Q*357,5*cos520> Рв*171+ Рp*210+ Рв1*334 (2.100)
где Q - натяжение каната, кг.;
Рв - вес первого гауг-вала с подвесками, кг; Рв=1286 кг.;
Рр - собственный вес рамы с сукноправкон. кг; Рр=991 кг.;
Рв1 - вес второго гауг-вала с подвесками, кг: Рв1=1286Kr.
Будем считать, что центр тяжести фильц-рамы расположен на расстоянии 2100 мм от шарнира А; сила R направлена вдоль рамы и практически никакого воздействия на поднятие фильц-рамы с гауг-валами не оказывает.
Усилие Q, необходимое для подъёма, определим из выражения, написанного выше:
Q=(Pв*171+Pр*210+Pв1*334)/357,5*cos520=(1286*171+991*210+1286*334)/375,5*0,6157=3896 кг=38960 Н (2.101)
Усилие, которое может развить двигатель привода подъёма фильц-рамы, определим по формуле [6], кг
Q1=2Мкк/d0 (2.102)
где Мкр - крутящий момент на выходном валу редуктора привода подъёма фильц-рамы. кг*см.;
do - средний диаметр барабана (по канату) см; d=20,5cм.;
Мкр= 97500*Р/nв (2.103)
где Р - мощность электродвигателя, кВт; N=11,25kBt:
nв - число оборотов выходного вала редуктора, об/мин.; nв=6 мин-1
Тогда:
Мкр= 97500*11,25/6=18281,25 Н*м
Q=2*18281,25/20,5=178350 Н
то есть Q<Q1
Скорость подъёма определится их формулы [6]; м/с.
v=п*d0*nB/60=3,14*0,205*6=0,064 м/с (2.104)
5.5 Расчёт подъёма редуктора сукноправки
Исходные данные для расчёта:
· электродвигатель P=0,37kBt; n=1410 об/мин.;
· нагрузка реверсивная;
· скорость передвижения подшипника по направляющей равна 26,4 см/мин;
· срок службы (расчётный) - 8 лет;
· число рабочих дней в году - 302 дня;
· число смен - 4;
· число часов работы в смену - 0,5 часа;
· число оборотов червячного колеса n1 = 44 об/мин.
Общее число часов работы за полный срок службы редуктора определяется:
Т = 0.5 *302 *24 = 3624 часа (2.105)
Число циклов изменения напряжения определится [9],
(2.106)
Коэффициент цикла определяется из выражения [9]:
(2.107)
Допускаемое значение коэффициента контактных напряжений определяем из выражения [9]. Па.
(2.108)
Значение [ск1] принимаем приближённо по таблице №28, стр. 654 [9], равным 3,5*105Па.
Тогда:
· Число заходов червяка принимаем равным Z1=1;
· Число зубьев червячного колеса, Z2=32:
· Отношение рабочей ширины зубчатого венца к диаметру делительной окружности, принимаем g=10.
Крутящий момент на валу червячного колеса определим из выражения [9], Н м
(2.109)
Коэффициент неравномерности нагрузки (Кн.р) принимаем равным 1.
Определим диаметр делительной окружности (dg2) червячного колеса по формуле [9], см.
(2.110)
Модуль определяется из формулы [9], мм.
(2.111)
Принимаем согласно ГОСТ значение Mg=3,15 мм.
Диаметр делительной окружности червяка определится го выражения [9], мм.
dg1=Ms*g=3,15*10=3,15 мм. (2.112)
Диаметр делительной окружности червячного колеса равен
dg2=Ms*Z2=3,15*32=100,8 мм. (2.113)
Проверим прочность зубьев червячного колеса на изгиб по формуле [9], Па;
(2.114)
где =086*-допускаемое значение для реверсивной нагрузки, =1750 кг/см.
При=1 и g=10, угол подъема нитки червяка,
Проверим на прочность зубья колеса на изгиб по формуле [9], Па.
(2.115)
где у - коэффициент формы зуба червячного колеса;
при Z2=32, y=0,116, [9]
Тогда:
Учитывая, что сукноправка работает продолжительностью на более 1-15 минуты, а момент сопротивления, оказываемый винтом, намного меньше момента электродвигателя, такая нагрузка вполне допустима.
Определяем межосевое расстояние червячной поры по формуле [9], мм.
(2.116)
Находим геометрические размеры элементов червячной поры:
- диаметр выступов червяка
(2.117)
- диаметр впадин червяка
(2.118)
- диаметр выступов колеса
(2.119)
- наибольший диаметр червячного колеса
(2.120)
Определяем скорость скольжения по формуле [9], м*сек.
(2.121)
По данным таблицы №26, стр. 648, [9], значение коэффициента трения f принимаем 0,065 и угол трения равен:
(2.122)
Определяем коэффициент полезного действия передачи:
(2.123)
Расчёт на нагрев червячного редуктора не производим, так как продолжительность его работы небольшая.
5.6 Расчёт балки экипажа давления
Рисунок. 2.12 Схема сил действующих на балку
Балка длиной l= 6,100 м.; Р=360000Н;
Реакция опор в данном случае будут равны:
A=B=P/2=360000/2=180000 Н (2.124)
Максимальный изгибающий момент определится in формулы [7]
Мx. max=Pl/4=360000*6,10/4=549000 Н*м (2.125)
Сечение балки представляет собой полный прямоугольник (см. рисунок. 2.13). Найдём его осевой момент инерции и момент сопротивления относительно оси «хх»
h = 60 см; h1=54,5 см; B=34 см; B1=26 см.
Рисунок 2.13 Сечение балки
Yx=(B*h3-B*h13)/12=(34*603-26*54,53)/12=261263 см3 (2.126)
Wx==(B*h3 - B*h13)/6h=(34*603-26*54,53)/6*60=8709 см3 (2.127)
Определяем напряжение в опасном сечении по формуле [7], Па.
(2.128)
(2.129)
Для стали 3
Определяем максимальный прогиб балки в опасном сечении по формуле [7], м.
(2.130)
где Е - модуль упругости стали 3; Е=2*106.
Тогда:
5.7 Расчёт гидроцилиндра экипажа давления на устойчивость
Исходные данные:
усилие, действующее на шток Р=180000Н.;
диаметр штока d= 10 см.;
длина штока l = 10 см.
При расчёте сжатых стержней условие прочности и условие устойчивости объединяются одним условием [9]. Рисунок. 2.1 Схема к расчёту гидроцилиндра
(2.131)
где - коэффициент понижения допускаемою напряжения, который зависит от гибкости и от материала стержня;
- допускаемое напряжение на сжатие, кг/см2;
F - площадь поперечною сечения штока гидроцилиндра, равная 78,5cм2. Определяем гибкость штока по формуле [9].
(2.132)
где imin - минимальный радиус инерции поперечного сечения стержня *
Imin=d/4=10/4=2,5 см (2.133)
Тогда:
=0,7*70/2,5=19,6
По таблице №32 [9] выбираем ф=0,94 для стали 45 и [6cж]= 1600 кг*см2=1600*105Па.
Тогда:
Рдоп = 0.94 * 1600 * 78,5 = 1180640 Н;
а у нас Р=180000Н<РДОП;
Запас прочности составит: 1180640/180000 = 6.5
5.8 Расчёт отжимного вала
Для расчёта отжимно вала на прогиб представим его как однопролётную балку, нагруженную равномерно - распределённой нагрузкой g=1,28H м.
Рисунок. 2.15 Схема для расчёта отжимного вала
Опорные реакции составят:
A=B=g*l1/2=12,8*550/2=35200 Н (2.134)
Рисунок. 2.16 Схема для определения max-ого изгибающего момента
Определяем максимальный изгибающий момент в опасном сечении по формуле [7], Н м
М изг. max=(g*B2/2)/(4*l1/B+1) (2.135)
где В-длина равномерно - распределённой нагрузки, см.;
l1 - длина свободного конца вала от нагрузки, см.;
g - равномерно - распределённая нагрузка, кг/см.
Тогда:
М изг. max=(12,8*5502/8)/(4*8,5/550+1)
Определяем момент сопротивления в опасном сечении по формуле [7], см;
Wx=п*(D3-d3)/32 (2.136)
где D - наружный диаметр вала, см.; D=35cm.;
d - внутренний диаметр вала, см.; d=24cм.;
Тогда:
Wx=3,14*(353-243)/32=2850 см3
Определяем осевой момент инерции по формуле [7], см4.
Ix=п*(D4-d4)/64=3,14*(354-244)=57347 см4 (2.137)
Определяем напряжение в опасном сечении по формуле [7], Па:
(2.138)
Определяем прогиб в середине вала по формуле [7], м;
(2.139)
где Z - расстояние до сечения посередине вала, см;
Z=l/2=600/2=300 см
Е - модуль Юнга; Е=2*106;
Тогда:
5.9 Баланс расхода воды на трубоформовочную машину для промывки сетчатых цилиндров и технических сукон
трубоформовочный патентный машина производительность
Расчёт расхода воды через один спринклер.
Исходные данные:
n=75 - число отверстий в одном спринклере;
d=2,5 мм - диаметр отверстия;
n1=9 - количество спринклеров на машине;
р0= 8 кг/см2 - давление воды в спринклере;
l= 680 см - длина спринклера.
Определяем скорость воды по формуле [2], м/с.
(2.140)
где v - скорость, м/с.
v= (2gH)1/2 (2.141)
где Н - давление в магистрали В мм.
вод. ст. Н=10*p0=10*8=80 мм.вод. ст.:
- коэффициент сопротивления; = 0,32.
Тогда
v=(2*9,81*80)1/2=32,62 м/с
Тогда
vф=0,32*32,62=12,68 м/с
Определяем расход воды на одно отверстие по формуле [2], м3/с;
Q0=vф*F (2.142)
где F - площадь сечения одного отверстия, м2.
F=пd2/4=3.14*0.00252/4=0.0000608 м2 (2.143)
Определяем минутный расход воды на одно отверстие:
Qм=0,0000608*60=0,003648м3/мин.;
Определяем часовой расход воды на одно отверстие:
Q2=0,003648 60=0,21888м3/час;
Определяем расход воды на один спринклер в час:
Qc=0,21888 75=16,416м3/час;
Определяем общий расход воды на трубоформовочную машину в час:
Qобщ=16,416 9=147м3/час.
6. Эксплуатация и ремонт модернизированной машины
При периодическом осмотре проверяют:
* Правильность установки:
сетчатых цилиндров (взаимная параллельность цилиндров между собой и расположение цилиндров по отношению продольной оси машины);
прессовой части экипажа давления;
крепление рабочей поверхности опорного вала к ступицам и посадку ступиц на валу;
поверхности экипажа давления и пресс-валов;
плотности прилегания отжимных валов к техническому сукну;
параллельность осей экипажа давления и пресс-валов;
* Состояние:
рабочей поверхности сетчатых цилиндров, состояние сукна, исправность натяжного устройства и трубороликов сукнопротяжного тракта;
вакуумных коробок;
системы для промывки сукна и сетчатых цилиндров; пробковых кранов и вентилей;
подшипников и их корпусов;
кронштейнов для крепления рамки отжимных валов;
резины прессовых и отжимных валов, их поверхности, степень износа;
* Исправность:
кронштейнов для регулировки степени прижима отжимных валов;
сукнобойки, мешалочек ванн сетчатых цилиндров, их сальниковые уплотнения;
механизма подъема экипажа давления;
срезчика наката и толщиномера;
устройств для ручного или автоматического регулирования подачи асбе-стоцементной массы в ванны сетчатых цилиндров, чистоту желобов или устройств, подводящих асбестоцементную массу, и состояние ванны для сбора отжимных вод под прессовой частью;
ограждений зубчатых, цепных и ременных передач, приводных валов;
мостиков, лестниц переходов;
приводов мешалки, сукнобойки и мешалочек ванн сетчатых цилиндров;
смазочных устройств и наличие смазки;
лебедки для подъема рамы отжимных валов;
производят осмотр всего вспомогательного оборудования, входящего в состав машины;
проверяют наличие вспомогательного инвентаря и контрольно-измерительной аппаратуры.
При текущем ремонте, если необходимо, производится:
смена труборолика регулировки положения сукна, заглаживающего трубо-валика, сетчатых цилиндров, подшипников качения звездочек и цепей приводов, промывных трубок, сеток сетчатых цилиндров;
ремонт или смена смазочных устройств и замена смазки;
затачивание и регулировка ножей срезчика наката.
При среднем ремонте, если необходимо, производится:
смена отжимных валов в сборе, разгонного и отжимного трубороликов, пресс-вала, и дополнительных пресс-валов в сборе, вала сукнобойки с билами, водоотгонных роликов, вакуум-коробок в сборе, заглаживающего валика;
ремонт или смена рычагов корпусов подшипников экипажа давления или их направляющих;
ремонт трубопроводов и желобов для подачи технологической воды и ас-бестоцементной массы (частично);
ремонт ограждений, лестниц, перил и площадок.
При капитальном ремонте, если необходимо, производится:
смена узлов или отдельных деталей экипажа давления в сборе и механизма подъема экипажа давления в сборе, механизма регулировки и натяжения сукна, мешалочек ванн, осей шарниров рамы отжимных валов, срезчика наката и толщиномера, шестерен или звездочек привода пресс-вала, звездочек редукторов и сукнобойки в сборе;
ремонт рамы отжимных валов, стяжек форматного стана; смена анкерных болтов;
ремонт или смена трубопроводов и желобов для подачи технологической воды и асбестоцементной массы, коробки разжижения ванны для сбора отходящих вод под трубоформовочной машиной;
ремонт контрольно-измерительной и регулирующей аппаратуры;
ремонт или смена ограждений, лестниц, перил и площадок.
исправность аппаратуры регулирования и контроля (напорные и реверсивные золотники, предохранительный и редукционный клапаны и т.д.);
исправность следящей системы;
крепление и уплотнение гидроцилиндров;
наличие задиров на поверхности штоков гидроцилиндров;
исправность пружинно-гидравлических устройств, для прижима отжимных валов;
герметичность емкости для масла.
При текущем ремонте, если необходимо, производится:
смена золотников регулировочной аппаратуры гидросистемы;
ремонт гидронасоса;
смена сальниковых уплотнений гидроцилиндров;
смена масла в гидросистеме;
частичный ремонт и смена жидкости в пружинно-гидравлических устройствах для прижима отжимных валов;
устранение течи в емкости для масла.
При среднем ремонте, если необходимо, производится:
частичная замена трубопроводов гидросистемы;
ремонт или смена компенсаторов;
ремонт следящей системы;
ремонт гидроцилиндров прессовой части и следящей системы.
При капитальном ремонте, если необходимо, производится:
смена трубопроводов системы;
ремонт или смена насоса гидросистемы;
ремонт или смена контрольно-регулировочной аппаратуры, - обратных клапанов и реверсивных золотников;
ремонт или смена гидроцилиндров прессовой части и следящей системы;
ремонт или смена компенсаторов;
ремонт или мена пружинно-гидравлических устройств, для прижима отжимных валов.
Применение сетевого графика для планирования и управления капитальным ремонтом трубоформовочной машины СМА-274
Подобные документы
Изучение конструкции, определение назначение и описание принципа действия картонирующей машины. Определение перечня работ текущего и капитального ремонта узлов машины. Контрольно-регулировочные работы и разработка графика смазки узлов и механизмов.
курсовая работа [761,8 K], добавлен 30.12.2014Устройство, техническая характеристика и принцип действия сыромоечной машины РЗ-МСЩ. Электротехнический или гидравлический расчет работоспособности конструкции. Монтаж, эксплуатация и технологический процесс ремонта машины для мойки твердых сыров.
курсовая работа [124,0 K], добавлен 30.11.2015Общие сведения об устройстве стиральной машины "Beko WM 5500t/tb, анализ схемы ее электрических соединений. Описание конструкции и подбор приводного электродвигателя стиральной машины. Характеристика возможных неисправностей изделия, проведение ремонта.
дипломная работа [4,2 M], добавлен 08.01.2016Расчет часовой производительности, теплового баланса действующей червячной машины, теплопереноса через стенку гильзы, теплового баланса червячной машины с разработанной "мокрой" гильзой. Расчет и выбор геометрических параметров червяка и мощности привода.
курсовая работа [512,1 K], добавлен 27.11.2013Исследование видов картофелеочистительных машин. Анализ основных параметров, влияющих на качество очистки, производительность и мощность машины. Технологический расчет конусной картофелеочистительной машины периодического действия и дискового механизма.
контрольная работа [133,8 K], добавлен 11.02.2014Классификация тестомесильных машин. Описание конструкции и принципа действия тестомесильной машины Т1-ХТ2А. Расчет производительности, мощности, необходимой для вращения месильного органа при замесе теста, мощности, необходимой для вращения дежи.
курсовая работа [949,6 K], добавлен 20.04.2016Конструкторская компоновка общего вида и технологический расчет узлов машины для нанесения логотипа на металлическую тару. Разработка пневматической схемы машины и расчет конструкции пневмоблока управления. Описание технологической схемы сборки машины.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 20.03.2017Модернизация конструкции хлебопекарной печи для обеспечения заданных параметров производительности. Анализ современного хлебопекарного оборудования. Классификация тестоприготовительных машин. Монтаж, ремонт и эксплуатация тестоприготовительного агрегата.
курсовая работа [334,8 K], добавлен 10.03.2013Основные способы производства цемента. Анализ конструкции и принципа действия трубной мельницы диаметром 3,2х15 метров и характеристика процессов, происходящих в ней. Патентный поиск, сущность модернизации машины. Расчет основных параметров мельницы.
дипломная работа [2,5 M], добавлен 21.06.2011Анализ конструкции и принципа действия мельницы самоизмельчения "Гидрофол". Определение основных параметров машины. Расчет мощности и подбор электродвигателя. Расчет передач привода, деталей машины на прочность, подбор шпонок, подшипников, муфт.
курсовая работа [564,7 K], добавлен 09.12.2014