Пресс-гранулятор. Запитка продукта сверху в пресс свободным потоком. Расчетная интенсивность деформации горной породы

2. Разработка конструкции изделия

2.1. Описание конструкции изделия

Пресс-гранулятор имеет плоскую матрицу с горизонтальными отверстиями диаметром 10мм. Главные рабочие органы машины – полый цилиндр и вращающиеся в нем 2 червяка . Основной процесс, происходящий во всех червячных машинах это транспортирование материала вдоль винтового канала, образованного внутренней поверхностью цилиндра и нарезкой червяка

Рис.4 Пресс-гранулятор.

Запитка продукта сверху в пресс свободным потоком. Поэтому никаких отклонений потока продукта, отсутствие образования уплотнений, отсутствие затора продукта.

У червячных грануляторов экструзионная головка может варьироваться и зависит от величины пресса и свойств продукта.

Благодаря тому, что рабочие оргоны находятся в толстом корпусе и при работе не соприкосаются, уровень шума существенно ниже, чем у прессов с круглыми матрицами, а вибрация при работе отсутствует.

Проходя по цилиндру пресса, материал подпресовывается, что ведет к укорачиванию процесса прессования и уменьшению толщины матрицы. Получающаяся за счет этого экономия отражается в уменьшении удельных затрат на матрицы.

Прессы рассчитаны на работу в непрерывном режиме в течение длительного времени. Все регулировки могут осуществляться непосредственно в процессе работы пресса, что дает его экономную эксплуатацию с постоянным высоким качеством гранул.

2.2. общий расчет изделия.

В результате расчетов определению подлежат: конструктивные и кинематические параметры шнека; наибольшее давление, развиваемое шнеком; предельная и полезная мощности, затрачиваемые на работу шнека; коэффициент полезного действия (КПД) шнека; давление, интенсивность деформаций породы и КПД для выбранных длины и диаметра шнека при переменном шаге витков в случае:

          а) постоянной угловой скорости шнека;

          б) постоянной производительности.

По результатам расчетов необходимо построить графические зависимости давления, интенсивности деформаций и КПД от отношения шага витков к радиусу шнека. Установить влияние этого отношения на производительность при постоянной угловой скорости (вариант А) и на угловую скорость при постоянной производительности (вариант Б). Бланк задания и исходные данные для расчетов приведены в приложении.

Таблица 1

Исходные данные

Расчет шнека

1. Расчетная интенсивность деформации горной породы

.

Принимаем  = 781.

2. Отношение длины    шнека к его диаметру 

.

3. Число витков шнека

.

Принимаем  = 15. Тогда расчетное отношение    будет

.

4. Пусть длина шнека  = 2 м. Тогда радиус шнека

  м.

Диаметр шнека    м.

Диаметр кожуха шнека принимается в соответствии со стандартом на цельнотянутые трубы и в случае необходимости уточняется радиус шнека.

5. Параметр производительности

6. Шаг витков шнека

  м.

7. Угловая скорость шнека

  1/с.

8. Частота вращения шнека

об/мин

9. Действительная интенсивность деформаций породы

, где   – статический момент площади внутренней поверхности  кожуха шнека относительно его оси, м³.

10. Наибольшее давление, развиваемое шнеком,

  Па = 9412 кПа.

11. Удельная затрата энергии при переработке горной породы (предельная)

  Па = 100763 кПа.

12. Предельная мощность для переработки горной породы

  кВт.

13. Полезная мощность при наибольшем давлении

  кВт.

14. Коэффициент полезного действия перерабатывающего шнека как винтового насоса

.

Вычисленные конструктивные и кинематические параметры являются оптимальными, так как в рассмотренном случае  .

Расчет мощности на шнеке .

Крутящие моменты на шнеках.

Расчет диаметра шнека

где

Округляем по ГОСТ 6636-86 до

2.3. Кинематический расчет.

Требуемая мощность электродвигателя для привода:

,   [2,стр16]

где  - мощность на выходном валу привода, Вт

 - общий КПД привода

,    [2,стр16]

где h_п,– КПД, учитывающий потери в паре подшипников,

h_з,– КПД зубчатой цилиндрической передачи,

h_м, – КПД зубчатой муфты

h_м, – КПД втулочной муфты.

h_п = 0,99;

h_з= 0,97;

h_м= 0,98;

h_м= 0,99; _[2,стр6]

Асинхронный двигатель типа 4А355S8У3; с номинальной мощностью Р=132кВт и частотой вращения n=740мин.

Общее передаточное число привода.

U==

U=;

Где U1- передаточное число цилиндрической прямозубой передачи

U2- передаточное число цилиндрической прямозубой передачи принимаем U=3.5, U=3.6; [2,стр7]

U==2,5=12.6.

Частота вращения валов.

2.4. Расчет сборочных единиц.

Расчет редуктора.

Расчет мощностей на валах .

Крутящие моменты на валах.

Расчет передач Z1-Z2.

Выбор материала и термообработка.

Шестерня:Cт50, улучшение ,твердость 340HB.

Колесо:Cт50, улучшение, твердость 320HB.

Контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

  (10.27 [6 ])

где  - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

 (табл10.16 [6 ])

=

=

 - твердость зубьев,

 - коэффициент безопасности,

 - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

   (10.28 [6 ])

При    > принимают m=6, при < принимают m=20.

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

 (10.26 [6 ])

где T=T₁ – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Н×м

T₂ – момент, действующий в течении  часов,

С – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

 - частота вращения зубчатого колеса, об/мин

 - число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

 (стр285 [6 ])

где  и  - коэффициенты использования передачи в году и суток

 - срок службы, годы

циклов.

циклов.

циклов.

циклов.

принимаем  (длительно работающая передача)

Допускаемые контактные напряжения.

Расчет для прямозубой цилиндрической передачи ведем по наименьшему