Технологический процесс послеуборочной обработки зерна в ОАО Агрофирма им ВМ Зайцева (стр. 13 из 17)

q_л = 1,1 0,4 (1,5 4 + 3 + 1) =4,4 кг/м.

Масса ковшей на 1 м тягового элемента при массе одного ковша типа IIIG_к = 1,5 кг будет

G_к 1,5

q_к = ─── = ─── = 8,33 кг/м

а 0,18

Отсюда

q'₀ = q + q_л + q_к = 12,63 + 4,4 + 8,33 =25,35 кг/м

холостой ветви

q''₀ = q_л + q_к = 4,4 + 8,33 =12,73 кг/ м.

Тяговый расчёт выполняем в соответствии с расчётной схемой (рис.4.1.). Точкой с минимальным натяжением будет точка 2, т.е. S₂ = S_min.

Сопротивление зачерпыванию определяем по формуле, принимая диаметр нижнего барабана при z= 4 D_б = 0,65 м.

W_з = К_удqgD_{б ,}

где q- масса груза на 1 м тягового элемента, кг;

К_уд- удельный расход энергии на зачерпывание, К_уд ≈ (6 ÷ 10) D_б

D_б – диаметр нижнего барабана.

Тогда

S₃ = ξ S₂ +W₃ = 1,06 S₂ + К_удqgD_б = 1,06 S₂ + 8 0,65 12,63 9,81= =1,06 S₂644

S₄ = S₃ + W_3-4 =1,06 S₂ + 644 + q'₀ g H = 1,06 S₂+ 645 + 9,81 25,36 30= = 1,06 S₂ + 8107

Величину S₁ определяем, обходя контур трассы против движения ленты, т.е.

S₁ = S₂ + W_2-1 = S₂ + q''₀ g H = S₂ + 9,81 12,73 30 = S₂ +3746

Используя выражение S_нб ≤ S_сб е ^fα , которое в нашем случае имеет вид S₄ ≤ 1,84 S₁, получаем величину натяжения в точке 2, равную 608Н. Подставляя найденное значение S₂в записанные выше выражения, определяем S₃=1288Н,S₄ =8751Н, S₁ =4354Н.

Проверка S₃ из условия G_н.у ≥ 2S с учётом l = 0,075 м, h = 0,16 м и h₁ = 0,1м для данного типа ковша показывает, величина S₃ достаточна для обеспечения предварительного натяжения тягового элемента. По найденному значению S₄ = S_max уточняем величину z = 8751 9 /(40 610) = 3,23 ≈ 4.

Полученное число прокладок ленты совпадает с предварительно выбранным, поэтому выполнять заново тяговый расчёт не следует.

Определяем диаметр приводного барабана

D_п.б. =125 z= 125 4 = 600 мм

и округляем до значения 630 мм по ГОСТу.

Частота вращения барабана будет

60 v

n = ──── = 60 2,2 / (3,14 0,63) = 66,73 об/мин

πD_п.б.

Определяем величину полюсного расстояния

895

h = ──── = 895 / 66,73² = 0,2 м

n²

D_п.б.

Величина h< ── , поэтому разгрузка центробежная.

2

Определяем мощность электродвигателя для привода нории, прини-мая к.п.д. передаточного механизма, равным 0,8,

ξ (S₄ +S₁) v

N = ────── = 1,06 (8751 – 4354) 2,2 / (1000 0,8) = 1121 Вт

1000 η

По величине рассчитанной мощности выбираем электродвигатель АО 72-6-УП мощностью N_д = 1,1 кВт с n_д =980 об/мин.

4.2 Расчёт клиноременной передачи

Расчёт клиноременной передачи в приводе ковшового элеватора проводим по методике, изложенной в / /. Вращение передаётся от электродвигателя АО 72-6-УП мощностью N_д = 1,1 кВт при частоте вращения n_д =980 об/мин. Частота вращения барабана будет n_б = 650об/мин. Межосевое расстояние а = 800 мм. Работа односменная. Возможная перегрузка – до 130%.При заданной мощности и частоте вращения меньшего шкива выбираем клиновый ремень сечения А (рис.4.2.)(l_p = 11 мм; W = 13 мм; γ₀ = 8 мм; площадь сечения А₁ = 81 мм; масса 1 м ремня q =0,1 кг/м; диапазон расчётных длин 560…4000 мм).

Передаточное число передачи определяем по формуле:

и = n_д / n_б = 980 / 650 = 1,5

Для сечения А при минимальном диаметре ведущего шкива d₁ = 90 мм и частоте вращения n_д = 980 об/мин находим номинальную мощность, пе редаваемую одним ремнем, Р₀ = 1,85 кВт. При большем диаметре d₁ ведущего шкива можно получить большую мощность Р₀, передаваемую одним ремне, и за счёт этого уменьшить число ремней в комплекте, однако в конечном итоге габариты передачи возрастут, так как пропорционально d₁ увеличится и d₂ = и d_1.

W

Рис. 4.2. Сечение клинового ремня

Диаметр ведомого шкива (без учёта проскальзывания) d₂ =1,5 90= 135 мм. Принимаем из стандартного ряда d₂ = 140 мм. Уточняем передаточное число и = 140/90 = 1,55. Ввиду того, что передаточное число изменилось незначительно, оставляем прежнее значение Р₀ = 1,85 кВт, т.к. Р₀ мало зависит от передаточного числа.

Расчётная длина ремня определяется по формуле:

L_p= 2a + 0,5 π (d₁ + d₂) + (d₂ – d₁)² / 4а.

L_p =2 600 + 0,5 3,14 (90 + 140) + (140 – 90)²/ (4 600)= 1562 мм

Из стандартного ряда предпочтительных расчётных длин выбираем L_p= 1600 мм.

Определяем окончательное межосевое расстояние при w = 0,5 π (90+140) = 361мм и у= 0,25(140+90) = 625 мм

а = 0,25 [ ( L_p- w) + √ ( L_p- w) – 8y]

а = 0,25 [ ( 1600 – 361) + √ (1600 –361)² – 8 625] =619 мм

Угол обхвата рассчитываем по формуле

α₁ = 180⁰ – 57,3 (d₂ – d₁)/ а

α₁ = 180⁰ – 57,3 (140-90) /619 ≈ 175⁰.

Скорость ремня v = πd₁n₁ /( 6 10⁴) = 3,14 90 1430/ (6 10⁴) =6,74 м/с, что находится в пределах 5…10 м/с, соответствующих данным, при которых определялось значение Р₀.

Коэффициент угла обхвата С_α= 0,99, коэффициент ремней данного сечения при предпочтительных расчётных длинах С_l = 0,99, коэффициент динамичности нагрузки для среднего режима работы С_р = 1,1. Определяем мощность передачи с одним ремнём:

Р_р = Р₀ С_α С_l / С_р = кВт

Р_р = 1,168 0,99 0,99/1 =1,135 кВт.

Приняв предварительно, что в комплекте будет два ремня, найдем коэффициент С_z= 0,9.

Рассчитываем число ремней в комплекте:

z = P / (P_p С_z) = 2/ (1,135 0,9) =1,95 .

Принимаем z = 2 шт.

Сила натяжения одного ремня определяется по формуле:

F₀ = 850 Р С_р С_l/( zv С_α) + θ v²,

где θ = 0,1 – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, Н с²/м².

F₀ = 850 2 1 0,99/ (2 6,74 0,99) + 0,1 6,74² =130 Н.

Нагрузку на валы передачи рассчитываем по формуле:

F_в=2 F₀ z sin (0,5α )

F_в=2 130 2 sin (0,5 175) =2080 Н.

Нормативный ресурс ремней при среднем режиме работы определим по формуле:

Т_ср.р = Т_срk₁ ,

где k₁ = 2,05 коэффициент режима работы.

Т_ср.р= 2000 2,05 =5000 ч.

Расчётная долговечность

N_0цL_pσ_y¹¹C_и

L_h = ─────── ── ─ ──

60πd₁n₁σ_max¹¹z_ш

где N_0ц = 4,6 *10⁶ – наработка ремней в циклах при стендовых испытаниях;

σ_y = 9 МПа – предел выносливости ремней;

σ_max = σ_р + σ_и – максимальное напряжение в ремне;

σ_р= F₀ /А₁ + F_t / (2zA₁) + 10 ^–6ρv² – напряжение растяжения в ремне

ρ = 1200…1250 кг/м³ – плотность ремня;

σ_и = 2 Е_и у / d₁ – напряжение изгиба в ремне;

Е_и – модуль упругости при изгибе ремня;

у – расстояние от крайних волокон несущего слоя до нейтральной линии ремня;

C_и= 2/ {1+ [ (σ_р + σ_и/ и) / σ_max¹¹ ]¹¹} – коэффициент , учитывающий влияние разной степени изгиба ремня на малом и большом шкивах;

z_ш – число шкивов.

Расчёт по формуле даёт значение расчётной долговечности L_h = 36230 ч (расчёт выполнен по уточнённому значению F₀).

4.3 Расчёт циклона-пылеотделителя

Расчёт циклона-пылеотделителя (рис.4.2.) сушилки проводим по методике, изложенной в / /.

Процесс работы циклона-пылеотделителя сушилки состоит в то, что зерно, проходящее по лотку через вертикальный воздушный канал, частично очищается от легких примесей, критическая скорость которых меньше скорости воздуха в канале.

Исходными данными для подбора циклона-пылеотделителя служат расход воздуха Q = 0,6 м³/с и полное давление (или напор) Н = 180 Па, которые принимаются по размерной количественной характеристике венти-ляторов.

Скорость всасывания воздуха v₀ через входные отверстия вентилятора определяем по эмпирической формуле: