|
r4=2,5 при t>35мм
|
|
|
Ширина зуба звездочки
|
|
|
Число звеньев цепи
|
|
|
Допустимое межосевое расстояние
|
|
|
Длина цепи
|
|
Для привода роторно-пальцевого сепаратора воспользуемся цепью ПР - 25,4 -
6000. Проектный расчет цепной передачи осуществим в программном пакете КОМПАС-GEARS 5.1.
Для передачи крутящего момента с ротора на ротор используем цепную
передачу с передаточным отношением u=1, расчет которой ведется по схеме приведенной в таблице 5.1.
3. Расчет кинематических режимов
Параметры
сепарируще-калибрирующей поверхности должны обеспечивать производительность 15
т/ч и 25 т/ч., это можно обеспечить, регулируя линейную скорость вращения
ротора в пределах 
. Расчеты приведены ниже.
Найдём
скорость полотна транспортёра исходя из производительности.
Производительность
ротационной рабочей поверхности определяется по формуле:
,
где
- скорость перемещения клубней, м/с,
-
насыпная плотность массы клубней, 
,
- ширина
ротационной поверхности, 
,
-
коэффициент заполнения клубнями ротационной поверхности 
,
- высота
слоя картофеля, 
м..
Из
формулы производительности находим скорость вращения роторов V,
м/с:
при
По
расчётному значению скорости определяем частоту вращения ротора, щ, с-1:
где
r - радиус ротора, r= 0,1
для
Q = 15 т/ч
для
Q = 25 т/ч
частота
вращения n, об/мин:
для
Q = 15 т/ч
для
Q = 25 т/ч
4. Расчет вибропараметров
4.1 Определение частоты колебаний ротационной поверхности
При попадании тела на вибрирующую ротационную поверхность тело совершает
сложное движение: переносное Vе с угловой скоростью щ и
относительное движение
-
вынужденные колебания ротора.
где
- сила трения, 
- сила
инерции. Составим дифференциальное уравнение относительного движения вдоль оси X:
,
где
f = 0,7 - коэффициент трения картофеля о резиновую
поверхность
при
t0=0, x0=0, 
Сделаем
предположение, что за время одного размаха (половина периода) центр масс тела
переместится на расстояние меньшее Н, т.е 
,где H =
0,004 м - смещение центра масс клубня относительно калибрующего отверстия.
Время
полупериода 
отсюда
,
Следовательно
где
p - частота колебаний.
При
м, 
, что
составляет 15 Гц.
4.2 Определение амплитуды колебаний калибрующей поверхности
,
где
- масса сепарирующе-калибрующего блока;
-
скорость того же блока при колебаниях;
- масса
распределённого на поверхности блока картофеля;
-
скорость клубней при колебаниях.
при
частоте 15 Гц время одного колебания составляет 
, отсюда
следует, что перемещение клубня за одно колебание будет 
размер калибрующего отверстия, отсюда следует вывод,
что при таком значении амплитуды не происходит переброс клубней на соседние
ряды роторов, следовательно, данные параметры могут быть приняты.
При
той же амплитуде, но частоте 10Гц
при
частоте 10 Гц время одного колебания составляет 
перемещение
клубня будет 
при той же амплитуде, но частоте 20 Гц
при
частоте 20 Гц время одного колебания составит 
перемещение
клубня будет 
Проверим
крайние значения частоты и амплитуды, а именно:
При
частоте 10 Гц и амплитуде 0,004м 
,
следовательно
При
частоте 10 Гц время одного колебания 
, что
является крайним значением, за которым будет происходить переброс клубня на
соседние ряды роторов.
При
частоте 20 Гц и амплитуде 0,002м 
,
следовательно 
При
частоте 20 Гц время одного колебания 
,
, что
удовлетворяет условию.
4.3 Расчёт количества воздействий на клубень при повороте
ротора на угол 600
Угол поворота ротора для осуществления процесса калибрования составляет
1200. При повороте ротора на угол 600 должен произойти
процесс поворота клубня в продольном направлении при вибрации поверхности. Для
полного поворота, длинной осью эллипсоида вдоль калибрующего отверстия
необходимо от 2-х до 4-х клубня. При перемещении ротора на оставшиеся 600
за этот период должно осуществляться устойчивое перемещение клубня между
роторами и его колебаний при ширине отверстия до 0,045 м и разовом перемещении
равном 0,02 м. промеривание к калибрующему отверстию.
Поэтому произведём проверочный расчёт количества колебаний ротора за угол
поворота в 600 при частотах его колебаний 10 Гц, 15 Гц и 20 Гц.
Определим длину окружности ротора
Так
как угловая скорость ротора 
и 1
радиан составляет 57,30, то ротор за секунду делает оборот равный 
Определим
время, за которое ротор произведёт полный оборот из пропорции 
отсюда 
Так
как во время технологического процесса задействована часть ротора в 1200,
то есть третья часть, то время прохождения этого угла будет 
, число колебаний ротора при частоте 15 Гц за 0,41 с
составит 
, число колебаний ротора при частоте 10 Гц за 0,41с
составит 
, число колебаний ротора при частоте 20 Гц за 0,41с
составит 
привод калибрирующий колебание ротор
5. Выбор типа и расчет виброизоляторов
Для снижения динамических сил, передаваемых вибрационной машиной на
поддерживающие опоры, применяют виброизоляцию.
Виброизоляция должна обеспечивать возможность колебаний вибрационной
машины с амплитудами, в несколько раз превышающими амплитуду колебаний в
установившимся режиме. В качестве виброизоляторов используют металлические
винтовые пружины - витые и прорезные, резиновые элементы, пневмоболонные
опоры с резинокордной оболочкой.
Для удобства монтажа упругие элементы (УЭ) изготовляют совместно с
металлическими частями.
Виды нагружения УЭ следует разделить на 2-е части:
Сдвиг и кручение. Поле напряжения однородное или изменяется линейно.
Сжатие (растяжение) и изгиб. В зависимости от того, на сколько сильно
влияют краевые эффекты крепления резины к металлическим частям, следует
различать четыре случая:
Стержни.
Высота более чем в 5 раз больше поперечного размера. Расчетные формулы
сопротивления материалов пригодны, если изменение высоты 
Виброизоляторы.
Высота меньше пяти поперечных размеров, но больше 
поперечного размера. Резину можно считать
несжимаемой. Большое влияние на жесткую характеристику оказывают металлические
части. Благодаря этому можно создать виброизоляторы практически с любой заранее
заданной жесткой характеристики.
Низкие
виброизоляторы. Если высота меньше поперечного
размера, то существенное значение имеет сжимаемость, для определения которой
требуется знать объемный модуль сжатия 
Тонкослойные
элементы. При высоте 
(
-
поперечный размер)
доминирующую
роль играет объемное сжатие и жесткость не зависит от условий на боковой
поверхности.
Из
выше сказанного выбираем Виброизоляторы «призматический виброизолятор», т.к.
они при колебаниях с небольшой амплитудой не зависят от массы.
Параметры
виброизолятора:
- высота
виброизолятора
- длина
виброизолятора
- ширина
виброизолятора
- модуль
сдвига стали, применяемой для изготовления упругих элементов
(Среднеуглеродистая сталь)
Рассчитаем
виброизолятор на действующие, на него силы.
Сжатие.
Действует сила 
где
; 
Изгиб.
Действует момент 
.
Сдвиг.
Действует сила 
Кручение.
Действует момент 
.
Выбираем
виброизолятор призматический виброизолятор такой конструкции Рис.5.1
Рис.
5.1 Призматический виброизолятор
6. Расчет долговечности роторно-пальцевого рабочего органа
Одним из важнейших вопросов при конструировании роторно-пальцевого
сепаратора, является вопрос долговечности рабочих поверхностей.
Осуществим расчет напряжений, возникающих в рабочем органе с помощью
программы COSMOSXpressStudy.
Перед началом расчета необходимо определить нагрузку, действующую на роторно
- пальцевый диск, для чего воспользуемся схемой представленной на рис.5.2.
Рис. 5.2 Сила, действующая на палец диска.
Для определения давления q,
действующего на палец определим силу веса пласта приходящегося на него по
формуле:
;
где
m - масса почвы, приходящаяся на палец, кг;
g - ускорение
свободного падения, м/с2;
с
- плотность клубней; кг/м3;
l - длина
пальца, м;
s - толщина
диска, м;
h - высота
перемещаемого слоя картофеля, м.
Тогда
давление на поверхность пальца определится по формуле, Н/м2:
;
Подставляя
в 
получим:
;
Подставляя
в q значения с=650 кг/м3, h=0,05м
получаем:
Для
пальца входящего в соприкосновение с картофелем необходимо ввести повышающий
динамический коэффициент 
, тогда давление на эту поверхность составит, Н/м2:
Подставляя
данные значения нагрузки в расчетную модель и вводя закрепление по центральному
отверстию получаем картину распределения напряжений (рис. 5.3).
После
проведения расчетов видно, что максимальные напряжения возникают у основания
максимально нагруженного пальца и в месте присоединительного отверстия.
Максимальные напряжения возникающие в модели составляют 114104 Н/м2,
что значительно ниже предела текучести материала 923700 Н/м2,
поэтому основным видом разрушения рабочих органов является усталостное
разрушение материала диска.
Осуществим
анализ деформированного состояния (рис.5.4) рабочего диска.
Максимальное
перемещение, возникающее в диске, возникает на краю пальца и составляет 1,66
мм. Данная величина является незначительной и существенно не повлияет на
работоспособность диска.
Рис.5.3
Распределение напряжений в нагруженном диске.
Рис.5.4
Анализ деформированного состояния рабочего органа
Анализируя
вышесказанное, можно сделать вывод, что наиболее опасным является усталостное
разрушение пальцевого диска.
При усталостном разрушении модель существенно усложняется. Даже в самом
простом случае необходимо учитывать эффекты старения, влияния внешней среды,
температуры, эффекты поверхностных повреждений и т. д. Следует четко разделять
две фазы процесса разрушения: длительную фазу накопления повреждений,
заканчивающуюся локальным разрушением некоторого характерного объема, и
короткую фазу развития трещин вплоть до разрушения образца. Для данной
резиновой конструкции рассмотрим лишь первый период локального или так
называемого рассеянного разрушения. Экспериментальные исследования показали,
что процесс деформирования резины неизбежно сопровождается диссипативным
разогревом, поэтому для описания ее механического состояния целесообразно
использовать идеи и методы термодинамики необратимых процессов. Применение этих
методов к расчету резиновых конструкций накладывает некоторые ограничения,
смысл которых сводится к следующему: 1) в каждом локальном объеме материала
термодинамические функции являются функциями тех же параметров, что и в
состоянии равновесия; 2) градиенты скоростей, температур, деформаций,
напряжений достаточно малы; 3) полные изменения энтропии и энергии обладают
свойством аддитивности; 4) в качестве термодинамической системы рассматривается
элементарный объем, испытывающий малую деформацию; 5) материал считается
изотропным и предполагается, что существует исходное недеформированное состояние
при Т = Т о, в котором вводится, декартова система координат.
Используя данные допущения можно определить время до разрушения
характерного объема:
,
где
pкр. -
критический уровень повреждаемости;
-
энергия активации, Дж/кмоль;
R -
газовая постоянная, Дж/кмоль·°С;
-
функция Бесселя первого рода нулевого порядка;
-
удельная энергия образования повреждений, Дж·м2/(Н·кмоль);
с - const, зависит от концентрации исходных
компонентов и вида элементарных реакций;
-
константа действия;
Критический
уровень повреждаемости определяется по следующей формуле:
,
где
- модуль упругости материала, Н/м2;
G - модуль
сдвига, МН/м2.
Подставляя
в формулы (2.8), (2.9) следующие значения параметров: G=1,7 МН/м2;
=109·106 Дж/кмоль; г=0,17 Дж·м2/(Н·кмоль);
=1010 1/с; R= 8,32·103
Дж/(кмоль·°С); 
=4·105 Н/м2; Т0=293
К; найдем критический уровень повреждаемости и продолжительность времени до
разрушения характерного участка тела рабочего диска:
.
Таким образом, долговечность рабочего диска, рассчитанная по данной
методике, составляет 1,4·107 секунд или 3890 часов, что
удовлетворяет необходимым требованиям по долговечности элементов сортировочных
машин.
7. Проверочный расчет вала роторно-пальцевого сепаратора
Для проведения проверочного расчета вала роторно - пальцевого сепаратора
необходимо определить систему сил действующих на вал.
Момент необходимый для вращения вала составляет М=60 Нм. При передаче
крутящего момента на ведущую звездочку возникает изгибающая сила F, которая определится по формуле:
,
где
Т - передаваемый крутящий момент, Нм;
k - поправочный
коэффициент;
D - диаметр
звездочки, м.
.
Определим
реакции в опорах и построим эпюры изгибающего и крутящего моментов
: 
Максимальный
изгибающий момент равен:
.
Максимальный
крутящий момент составляет
.
Тогда
максимальные напряжения, возникающие в роторе, определятся по формуле:
,
где
W - момент сопротивления в опасном сечении, мм3.
Полярный
момент сопротивления для квадратного сечения трубы определится по формуле:
,
где
Н - сторона квадрата, мм;
b - толщина
стенки трубы, мм.
Рис.
5.5 Определение максимальных крутящего и изгибающего моментов, действующих на
вал.
.
Тогда
максимальные напряжения составят, МПа:
Максимальные напряжения меньше допускаемых (250МПа),
следовательно, вал выдержит расчетную нагрузку.