В промышленности строительных материалов на бегунах измельчают сухую и увлажненную 15.16% глину, кварцит, полевой шпат, доломит, шамот, асбест. На бегунах обрабатывают и многокомпонентные смеси, так как попутно с измельчением материала происходит и интенсивное перемешивание.

На бегунах материал дробят между цилиндрическими поверхностями катков, ширина которых до 400 мм, диаметр 1200.1800 мм, масса от 2 до 7 т, и плоской поверхностью чаши. Так как катки катятся по кольцевым дорожкам чаши, то наряду с раздавливанием происходит и интенсивное истирание материала. Бегуны используют как для мелкого дробления, так и для грубого помола, обеспечивая крупность частиц от 0,1 до 8 мм.

Рис. 2.2 - Бегуны мокрого помола

1-вертикальный вал, 2-горизонтальный вал, 3-катки, 4-поддон, 5-привод, 6-рама, 7-стойки.

Бегуны мокрого помола с вращающимися катками (рис.1) имеют нижнее расположение привода. При вращении вертикального вала 1 катки 3, установленные на подшипниках на горизонтальном валу 2, перекатываются по поддону 4 и одновременно вращаются вокруг собственных осей. Катки устанавливают на разных радиусах от центра поддона, чтобы они перекрывали большую площадь. Поддон укладывают плитами, имеющими овальные отверстия размером от 6Ч30 до 12Ч40 мм. Измельченный материал продавливается сквозь отверстия в поддоне и попадает на тарелку, с которой сбрасывается скребком в разгрузочный лоток. К валу 1 прикреплены поводки со скребками, которые очищают борта и поверхность чаши от налипшего материала и равномерно направляют его под катки.

3. Расчётно-конструкторская часть

3.1 Определение основных параметров машины. Расчёт мощности и подбор электродвигателя

Определяем вращающие моменты на валах:

(15)

Таблица 1.1 - Расчетные величины привода

3.3 Расчет передач привода

3.3.1 Расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

1) передаточное число передачи u=3,15;

2) вращающий момент на выходном валу Т₃=10600Н•м;

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200.

Допускаемые контактные напряжения:

[_H] = _Hlimb·K_HL/ [S_H], где (Л-1) - с.333 (16)

_Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

_Hlimb = 2HB+70; (17)

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; [S_H] - коэффициент безопасности; [S_H] = 1,10;

для шестерни:

[_H1] = (2HB₁+70) ·K_HL/ [S_H] = (2·230+70) ·1/1,1 ? 482 мПа;

для колеса:

[_H2] = (2HBр70) ·K_HL/ [S_H] = (2·200+70) ·1/1,1 ? 428 мПа;

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

а_щ = K_a· (u+1) · =49,5· (3,15+1) ·=651мм; (Л-1) - с.333 (18)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_щ = 630 мм

Нормальный модуль зацепления:

m_n = (0,01ч0,02) а_щ = (0,01ч0,02) ·630 = 6,3ч12,6 мм (Л-1) - с.333 (19)

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 10 мм

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Z₁₌= =30 (Л-1) - с.333 (21)

Z₂=u·z₁=30·3,15=96 (Л-1) - с.333 (22)

Принимаем z₁ = 30; тогда z₂ =96

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁ = m_n1 == 300 мм; (Л-1) - с.334 (23)

d₂ = m_n·z₂== 960 мм;

Проверка: a_щ = = = 630 мм

диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2·m_n = 300 + 2·10 = 300 мм; (Л-1) - с.334 (24)

d_a2 = d₂ + 2·m_n = 960 + 2·10 = 980 мм;

ширина колеса:

b₂ = ш_ba·a_щ = 0,25·630 = 157,5 мм; (Л-1) - с.334 (25)

ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5 мм = 157,5 + 5 = 162,5 мм; (Л-1) - с.334 (26)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш_bd = = = 0,54. (Л-1) - с.334 (27)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

х = = = 0,66 м·с (Л-1) - с.334 (28)

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки:

K_H = K_Hв·K_Hб·K_Hх (Л-1) - с.334 (29)

Значения K_Hв даны на [1. с.39]; при ш_bd = 0,39 твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hв = 1

При х = 0,66 м·с и 8-й степени точности K_Hб = 1,06 На [1. с.40] для шевронных колес при х 5 м·с имеем K_Hх = 1,05. Таким образом, K_H = 1·1,06·1,05 = 1,113. Проверка контактных напряжений:

_H = · = = 346мПа (Л-1) - с.334 (30)

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = = = 22кH; (Л-1) - с.334 (31)

радиальная F_r = F_t· = 22 · 0,363 =8кН; (Л-1) - с.335 (32)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

_F = _H] (33)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_Fв·K_Fх. На [1. с.43] при ш_bd 0,39, твердости HB 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв = 1,03. На [1. с.43] K_Fх = 1,25.

Таким образом, коэффициент K_F = 1,03·1,25 =1,287; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х:

у шестерни z_х1 = = = 30 (Л-1) - с.335 (34)

у колеса z_х2 = = = 96

Y_F1 = 3,84 и Y_F2 = 3,60

Допускаемое напряжение:

_F] = . (Л-1) - с.335 (35)

На [1. с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 _Flimb = 1,8HB.

Для шестерни _Flimb = 1,8·230 = 415 мПа;

для колеса _Flimb = 1,8·200 = 360 МПа.

[S_F] = [S_F] ґ [S_F] ґґ - коэффициент безопасности, где [S_F] ґ = 1,75, [S_F] = 1. Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни _F1] = = 237 мПа;

для колеса _F2] = = 206 МПа;

Находим отношения

для шестерни = 62 МПа;

для колеса = 57,5 МПа;

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб:

Y_в = 1-=1 - =0,91; (Л-1) - с.335 (36)

K_Fб = ; (Л-1) - с.335 (37)

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ?_б = 1,5 и 8-й степени точности K_Fб = ==0,92 (Л-1) - с.335 (38)

Проверяем прочность зуба колеса:

_F2 = _H] (Л-1) - с.336 (39)

_F2 = ? 53 мПа _F2 = 206 МПа

Условие прочности выполнено.

3.3.2 Расчёт конической передачи

Исходные данные:

1) передаточное число передачи u=2;

2) вращающий момент на выходном валу Т₃=3503,2 Н•м;

Определим внешний делительный диаметр колеса:

мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

=630мм

Примем число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса

Z₂ = u·z₁ = 30·2=60 (Л-1) - с.341 (41)

Принимаем z₁ = 30; тогда z₂ =60

Определим внешний окружной модуль:

мм (Л-1) - с.341 (42)

(Для конических передач можно не округлять до стандартного)

Уточняем значение внешнего делительного диаметра:

мм

Отклонение от стандартного значения состовляет Углы делительных конусов

; ;

Внешнее конусное растояние и длина зуба b:

мм (Л-1) - с.342 (43)

мм (Л-1) - с.342 (44)

Принимаем b=110 мм. Внешний делительный диаметр шестерни

мм. (Л-1) - с.342 (45)

Средний делительный диаметр шестерни

мм. (Л-1) - с.342 (46)

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

d_ae1=d_e1+2•m_e•cos=315+2•10,5•cos =335,08мм; (Л-1) - с.342 (47)

d_ae2 = d_e2 + 2•m_e•cos= 630 + 2•10,5• cos = 636,49мм; (Л-1) - с.342 (48)

Средний окружной модуль

m=d₁/z₁=174/30=5,8 мм (Л-1) - с.342 (49)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш_bd= (bЃ) / (dЃ) = 110/174= 0,63. (Л-1) - с.342 (50)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

х= (щЃ•dЃ) / (2•10і) = (3,14•174) / (2•10і) =0,27м/с (Л-1) - с.342 (51)

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hв•K_Hб•K_Hх (Л-1) - с.343 (52)

Значения KHв даны на [1. с.39]; при ш_bd = 0,39 твердости HB? 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHв = 1

При х = 0,27 м/с и 8-й степени точности KHб = 1,06 На [1. с.40] для шевронных колес при х < 5 м/с имеем KHх = 1,05

Таким образом, KH = 1•1,06•1,05 = 1,113

Проверка контактных напряжений:

у_H=335/ (Re-0,5b) •v ( (T₂•Kн• (u+1) і) / (b•uІ)) = (Л-1) - с.343 (53)

=335/ (510-0,5•164) •v ( (14012,8•10і•1,113• (2+1) і) / (164•2І)) =346 мПа

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = = = 22H; (Л-1) - с.343 (54)

радиальная F_r = F_t· = 47 · 0,363 =8 Н; (Л-1) - с.343 (55)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

_F = _H] (Л-1) - с.343 (56)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_Fв·K_Fх. На [1. с.43] при ш_bd 0,39, твердости HB 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв = 1,03. На [1. с.43] K_Fх = 1,25. Таким образом, коэффициент K_F = 1,03·1,25 = 1,287; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х:

у шестерни z_х1 = = = 30 (Л-1) - с.344 (57)

у колеса z_х2 = = = 60

Y_F1 = 3,84 и Y_F2 = 3,60

Допускаемое напряжение:

_F] = . (Л-1) - с.344 (58)

На [1. с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 _Flimb = 1,8HB.

Для шестерни _Flimb = 1,8·230 = 415 мПа; для колеса _Flimb = 1,8·200 = 360 МПа.

[S_F] = [S_F] ґ [S_F] ґґ - коэффициент безопасности, где [S_F] ґ = 1,75, [S_F] = 1. Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни _F1] = = 237 мПа;

для колеса _F2] = = 206 МПа;

Находим отношения

для шестерни = 62 МПа;

для колеса = 57,5 МПа;

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб:

Y_в = 1-=1 - =0,91; (Л-1) - с.344 (59)

K_Fб = ; (Л-1) - с.344 (60)

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ?_б = 1,5 и 8-й степени точности K_Fб = ==0,92 (Л-1) - с.344 (61)

Проверяем прочность зуба колеса:

_F2 = _H] (Л-1) - с.344 (62)

_F2 = ? 153 мПа _F2 = 206 МПа

Условие прочности выполнено.

3.4 Расчёт деталей машины на прочность

3.4.1 Расчёт вала

1) вращающий момент на 1 валу Т₁=1847,1Н/м;

2) вращающий момент на выходном валу Т₃=10600Н/м;

3) окружная сила F_t = 22 кH;

4) радиальная сила F_r = 8 кН;

5) вращающий момент на валу T₂ = 3503,2 Н;

6) частоту вращения на валу n₂ = 15 мин?№;

7) F_t = 22 кН, F_r = 8 кН; l₁ = 300мм.

Определяем диаметр выходного конца вала

(Л-1) - с.346 (63)

Где

допускаемое напряжение

86 мм (Л-1) - с.346 (64)

Полученный диаметр округляем до ближайшего стандарта

Посадка под зубчатое колесо d_{з. к.} =90мм.

Посадка под подшипники d_п=95 мм.

Где допускаемое напряжение

152 мм

Полученный диаметр округляем до ближайшего стандарта

Посадка под зубчатое колесо d_{з. к.} =160мм.

Посадка под подшипники d_п=170 мм.

Исходные данные:

Окружная сила F_t = 22 кH;

Радиальная сила F_r = 8 кН;

Вращающий момент на валу T₂ = 3503,2 Н;

Частоту вращения на валу n₂ = 15 мин?№;

F_t = 22кН, F_r = 8кН; l₁ = 300мм.

Определяем опорные реакции:

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а. (65)

(66)

кH (67)

б.

кН

в. Проверка

(68)

- Верно

Определяем значения изгибающих моментов в опорных точках вала:

(69)

кН·м (70)

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:

а.

кН

б.

кН

в. Проверка

- Верно

Определяем значения изгибающих моментов в опорных точках вала:

кН·м

Определяем суммарные изгибающие моменты:

(71)

Крутящий момент:

(72)

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов

=0, =, =3,31кНм

= =4,52кНм (73), =0

3.5 Расчет и подбор шпонок, подшипников, муфт

3.5.1 Расчёт шпонок

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-80 [1. c.169]

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

у_см^mах ? [у_см] (Л-1) - с.356 (78)

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см] = 100 120 МПа, при чугунной [у_см] = 50 70 МПа.

Ведущий вал: d = 86 мм; bh = 2514 мм; t₁ = 9 мм; длина шпонки l = 125 мм; момент на ведущем валу T₁ = 1847,1·10³H·мм;

у_см = = 112,4 МПа [у_см]

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Условие у_см [у_см] выполнено.

По диаметру вала под подшипником подбираю подшипник шариковый радиально упорный однорядный (легкая серия) № 219, 234, ГОСТ 8338-89

3.5.2 Проверка подшипников на долговечность

Эквивалентная нагрузка:

, (Л-1) - с.352 (74), P_a=0, V=1, K_б=1, К_т=1

Отношение этой величине соответствует e=0, 19

Отношение; X = 1; Y = 0.

(Л-1) - с.352 (75)

= 11,7 кH

Расчетная долговечность:

= =203,379 млн. об. (Л-1) - с.354 (76)

Расчетная долговечность:

ч.

3.5.3 Подбор муфты

Исходные данные: Т₁=2388,5 Н·м.

1). Расчетный момент:

Т_р=k_pT₁=1,5·2388,5=3582,75H·м. (Л-1) - с.268 (77)

Принимаю муфту втулочную1-4500-100, ГОСТ 24246-80

4. Эксплуатация машины

4.1 Правила технической эксплуатации машины при обслуживании. Схема и карта смазки машины

Перед началом работ

Перед началом работы проверяют надежность крепления всех болтовых соединений, проверить затяжку гаек и контргаек на болтах, защитных кожухов и заземления. Проверить, не протекают ли сальники подшипников. Также следует проверить натяжение ременной передачи и насколько сильно она изношена. Убедитесь в наличии и комплектности средств пожаротушения, аптечки, исправности средств сигнализации. Проверить исправность работы питателя и отводящего конвейера. Расположите инструмент и приспособления так, чтобы было удобно и безопасно работать с ними. Проверить состояние бандажа на катках.

Пуск машины

Пуск машины начинают с включения разгрузочного питателя. Затем запустить машину на холостой ход. Убедившись в отсутствии посторонних шумов, вибрации, ненормальных заеданий и нагрева, включают питатель и начинают работать.

Во время работы

Во время работы необходимо следить за равномерностью подачи материала, непопаданием в машину посторонних и не дробимых предметов. Следить за температурой масла в подшипниках. При наличии постороннего шума при работе машины необходимо остановить её и выяснить причину их возникновения.

По окончанию работы

По окончании работы остановить машину (порядок остановки обратен порядку пуска). Очистить рабочее место от остатков материала О серьезных недостатках (нарушение регулировки, износ деталей и т.д.) и мерах их устранения сообщить руководителю работ (бригадиру), сменщику и записать в журнал.

Схема и карта смазки машины

Рис.4.1 Карта смазки

4.2 Правила техники безопостности при обслуживании машины