Корообдирочный барабан сухой окорки лиственной древесины

Принимаем КFL1=1,0.

для зубчатого венца

КFL2=v( NFо2/ N1),

КFL2=v(4*10/27*10 )=0,73.

Принимаем КFL2=1,0.

- Допустимое напряжение при расчете5 зубьев усталостную изгибную прочность для шестерни

[уF]1=( уFlimb1/SF)* КFL1* КFC, МПа,

[уF]1=(875/1,5)*1,0*1,0=583 МПа.

для зубчатого венца

[уF]2=( уFlimb2/SF)* КFL2* КFC, МПа,

[уF]2=(875/1,5)*1,0*1,0=583 МПа.

- Контактные напряжения (проверочный расчет).

ун=К'a*v(Ft*(Uз.п.+1)/(d1*b2*Uз.п.))*Кнб*Кнв*Кнх, МПа,

где К'a-коэффициент; для прямозубой передачи К'a=436 [2];

Кнх- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости зубчатых колес и степени точности передачи, Кнх=1,15[2].

Кнб- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых передач Кнб=1,0 [2];

Кнв- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузка по длине зуба, Кнв=1,03 [2];

ун=436*v(80166*(5,5+1)/(880*440*5,5))*1,15*1,0*1,03=235 МПа.

Т.к. ун<[ун]min, то условие прочности выполняется.

- Напряжения изгиба (проверочный расчет).

для шестерни

уF1=(Ft/b2*m)*Хв*ХF1*KFб*KFв*KFх, МПа,

для зубчатого венца

уF2=(Ft/b2*m)*Хв*ХF2*KFб* KFв*KFх, МПа,

где Хв- коэффициент, учитывающий наклон зубьев; для прямозубых зубчатых колес Хв=1,0 [2];

ХF- коэффициент формы зуба, определяется для зубьев шестерни колеса по табл. 1.6 [2] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Zн1=Z1/cos?в и зубчатого венца Zн2=Z2/cos?в, ХF1=3,70 и

ХF2=3,61;

KFб- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес KFб=1,0 [2];

KFв- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба KFв=1,03 [2];

KFх- коэффициент динамической нагрузки KFх=1,33; для шестерни

уF1=(80166/440*22)*1,0*3,70*1,0*1,03*1,33=42 МПа.

для зубчатого венца

уF2=(80166/440*22)*1,0*3,61*1,0*1,03*1,33=41 МПа.

Т.к. уF1 и уF2 < [уF]1 и [уF]2 , то условие прочности выполняется.

Конструирование цилиндрического зубчатого колеса.

Зубчатые колеса состоят из обода с зубьями; ступицы, которая насаживается на вал; диска, соединяющего обод со ступицей.

Определяем основные размеры цилиндрической зубчатой шестерни и зубчатого венца..

Обод.

- Диаметр окружности вершин зубьев.

da=d+2*m, мм,

для шестерни

dа1= d1+2* m, мм,

dа1=880+2*22=924 мм.

для зубчатого венца

dа2= d2+2* m, мм,

dа2=4752+2*22=4796 мм.

- Толщина обода.

S=(2,5…4,0)*m, мм,

для шестерни

S1=(2,5…4,0)*22=55…88 мм.

для зубчатого венца

S2=(2,5…4,0)*22=55…88 мм.

Принимаем S1=60 мм. и S2=60 мм.

- Внутренний диаметр зубчатого венца.

dвн=df-2*S, мм,

для шестерни

dвн1=825-2*60=705 мм.

для зубчатого венца

dвн2=4607-2*60=4487 мм.

Диск.

- Толщина для диска шестерни.

С=0,2*b1, мм,

С=0,2*445=89 мм.

- Диаметр центровой окружности для шестерни.

dц1=( dвн1+dст1)/2, мм,

dц1=(705+)/2=

- Диаметр отверстий.

do>=25 мм.

Число отверстий.

n=4 или n=6.

Cтупица.

- Внутренний диаметр ступицы шестерни равен соответствующему диаметру вала dв, который ориентировочно определяется по формуле.

dв1=?vТ*10і/(0,2[фкр]), мм,

где Т- передаваемый валом вращающий момент шестерни, Н*м;

[фкр]- допускаемые напряжения на кручения, [фкр]=20…30 МПа.

dв1=?v35273*10?/(0.2*20)=210 мм

- Наружный диаметр ступицы при изготовлении шестерни.

dст1=1,6* dв1, мм,

dст1=1,6*210=336 мм.

- Длина ступицы шестерни.

Lст1=(1,0…1,5) * dв1, мм,

Lст1=(1,0…1,5) *336=336…504 мм.

Принимаем Lст1=445 мм.

Расчет оси ролика

- Принимаем материал оси Сталь 45, предел прочности ув=520 МПа.

Предел выносливости на изгиб.

у-1=(0,43…0,45)* ув, МПа,

у-1=(0,40…0,45)*520=208…234 МПа.

Принимаем у-1=210 МПа.

- Допускаемое напряжение на изгиб.

[уи]= у-1/([n]*Kу), МПа,

где [n]- требуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…2,5;

Kу- коэффициент концентрации напряжений, Kу=2,0…3,0;

[уи]=210/(1,5*2,0)=70 МПа.

- Допускаемое напряжение на кручение.

[фкр]=0,5*[уи], МПа,

[фкр]=0,5*70=35 МПа.

- Вертикальная плоскость: Определяем силу действующая на ролик в вертикальной плоскости и определяем реакции опор:

Тв=Т*sinбр, Н,

где Т- опорная реакция, Т=421517,3 Н;

бр- угол установки роликов, бр=30?-35? [1];

Тв=421517,3*sin35=241772,4 Н.

RA= RВ= Тв/2=241772,4/2=120886,2 Н.

Проверка:

?у=0; RА- Тв+ RВ=120886,2-241772,4+120886,2=0.

- Строим эпюру изгибающих моментов Ми от сил, действующих в вертикальной плоскости:

Ми1=Ми3=0.

Ми2= RВ*l/2=120886,2*1,150/2=69509,5 Н*м.

- Горизонтальная плоскость: Определяем силу действующая на ролик в горизонтальной плоскости и определяем реакции опор:

Тг=Т*cosбр, Н,

где Т- опорная реакция, Т=421517,3 Н;

бр- угол установки роликов, бр=30?-35? [1];

Тг=421517,3*cos35=345286,7 Н.

RA= RВ= Тг/2=345286,7/2=172643,35 Н.

Проверка:

?x=0; RА- Тг+ RВ=172643,35-345286,7+172643,35=0.

- Строим эпюру изгибающих моментов Ми от сил , действующих в горизонтальной плоскости:

Ми1=Ми3=0.

Ми2сл=l/2* RА=1,150/2*172643,35=99269,9 Н*м;

Ми2сп=l/2* RВ=1,150/2*172643,35=99269,9 Н*м.

Проверка: Ми2сл- Ми2сп= 0

Ми2сл- Ми2сп=99269,9-99269,9=0;

- Суммарные реакции опор:

RА=v( RА)?+( RА)?= v( 172643,35)?+(120886,2 )?=210758,6 Н;

RВ=v( RВ)?+( RВ)?= v( 172643,35)?+( 120886,2)?=210758,6 Н.

- Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

Ми2сл=v( Ми2)?+( Ми2сл)?= v( 69509,5)?+( 99269,9)?=121186 Н*м;

Ми2сп=v( Ми2)?+( Ми2сп)? = v( 69509,5)?+( 99269,9)?=121186 Н*м.

- Строим эпюру крутящих моментов:

Мкр1=0;

Мкр2сл= Мкр2сп =35251 Н*м.

- Строим эпюру эквивалентных моментов:

Мэкв1=0;

Мэкв3= Мкр3= 35251 Н*м;

Мэкв2сл=v( Ми2сл)?+( Мкр2сл)?= v( 121186)?+( 35251 )?=126208 Н*м;

Мэкв2сп=v( Ми2сп)?+( Мкр2сп)?= v( 121186)?+( 35251 )?=126208 Н*м.

- Определяем диаметры вала в сечениях:

d=?v Мэкв/0,1*[уи], мм,

d2=?v 126208*10?/0,1*70= 262 мм.

d3=?v 35251*10?/0,1*70= 172 мм.

С учетом удобства посадок ролика, подшипников и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении, а также принимая, что в точках 1 и 2 вала устанавливаются одинаковые роликовые подшипники, принимаем: d2=280 мм; d1=d3=200 мм;

Выбор и расчет подшипника на долговечность

Принимаем по ГОСТ 24696 - 81 подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные без втулок серии 3640 по диаметру цапфы [10].

Габаритные размеры:

- Внутренний диаметр подшипника d=200 мм;

- Ширина подшипника В=138 мм;

- Наружный диаметр подшипника D=420 мм.

1. Эквивалентная динамическая нагрузка.

Р=(x*v*Fr+y*Fa)*Кб*Кт, Н

где x-коэффициент радиальной нагрузки, x=1 [10];

v-коэффициент вращения, v=1,0 т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника [10];

y-коэффициент осевой нагрузки, y=1,867 [10];

Кб-коэффициент безопасности, Кб=1,2 т.к. нагрузка с толчками и eдарами [10];

Кт-температурный коэффициент, Кт=1[10];

Fr-максимальная реакция опор, Fr=210758,6 Н;

Р=(1*1*210758,6+1,876*0)*1,2*1=252910,32 Н.

Долговечность подшипника.

Lh=(10/(60*n))*(Cдин/Р), часах,

где n-частота вращения кольца подшипника, n=nш=53 об/мин;

Сдин-динамическая грузоподъемность, Сдин=1300000 Н;

р- показатель степени, для роликовых подшипников р=10/3;

Lh=(10/(60*53))*(1300000/252910,32)=73704 часов.

[Lh]=50000 часов.

Расчет вала шестерни

- Принимаем материал оси Сталь 45, предел прочности ув=520 МПа.

- Предел выносливости на изгиб.

у-1=(0,43…0,45)* ув, МПа,

у-1=(0,40…0,45)*520=208…234 МПа.

Принимаем у-1=210 МПа.

- Допускаемое напряжение на изгиб.

[уи]= у-1/([n]*Kу), МПа,

где [n]- требуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…2,5;

Kу- коэффициент концентрации напряжений, Kу=2,0…3,0;

[уи]=210/(1,5*2,0)=70 МПа.

- Допускаемое напряжение на кручение.

[фкр]=0,5*[уи], МПа,

[фкр]=0,5*70=35 МПа.

- Вертикальная плоскость. Определение реакции опор:

RА=RВ=Ft1/2=80166/2=40083 Н.

Проверка:

?у=0; RА- Ft1+ RВ=40083-80166+40083=0.

- Строим эпюру изгибающих моментов Ми от сил, действующих в вертикальной плоскости:

Ми1=Ми3=0.

Ми2= RВ*l/2=40083*0.505/2=10121 Н*м.

- Горизонтальная плоскость. Определяем реакции опор:

?МА=0; RВ*l-Fr1*l/2;

RВ= (Fr1*l/2)/l=(29178*0.505/2)/0.505=14589 H.

?МB=0; - RА*l+ Fr1*l/2;

RА=(Fr1*l/2)/l=(29178*0.505/2)/0.505=14589 H.

Проверка: ?x=0; RА- Fr1+ RВ=14589-29178+14589=0.

- Строим эпюру изгибающих моментов Ми от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

Ми1=Ми3=0.

Ми2сл=l/2* RА=0.505/2*14589=3684 Н*м;

Ми2сп=l/2* RВ=0.505/2*14589=3684 Н*м.

Проверка: Ми2сл- Ми2сп= Fa1*d1/2;

Ми2сл- Ми2сп=3684-3684=0;

Fa1*d1/2=0*0,88/2=0.

- Суммарные реакции опор:

RА=v( RА)?+( RА)?= v( 40083)?+( 14589)?=15129,5 Н;

RВ=v( RВ)?+( RВ)?= v( 40083)?+( 14589)?=15129,5 Н.

- Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

Ми2сл=v( Ми2)?+( Ми2сл)?= v( 10121)?+( 3684)?=10770 Н*м;

Ми2сп=v( Ми2)?+( Ми2сп)? = v( 10121)?+( 3684)?=10770 Н*м.

- Строим эпюру крутящих моментов:

Мкр1=0;

Мкр2сл= Мкр2сп= Ft1* d1/2=80166*0,88/2=35251 Н*м.

- Строим эпюру эквивалентных моментов:

Мэкв1=0;

Мэкв3= Мкр3=35251 Н*м;

Мэкв2сл=v( Ми2сл)?+( Мкр2сл)?= v( 10770)?+( 35251)?=36859,5 Н*м;

Мэкв2сп=v( Ми2сп)?+( Мкр2сп)?= v( 10770)?+( 35251)?=36859,5 Н*м.

- Определяем диаметры вала в сечениях:

d=?v Мэкв/0,1*[уи], мм,

d2=?v36859,5*10?/0,1*70=174 мм.

d3=?v35251*10?/0,1*70=172 мм.

С учетом удобства посадок на вал подшипников, шестерни и муфты и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении, а также принимая, что в точках 1 и 2 устанавливаются одинаковые роликовые подшипники, принимаем: d2= 200 мм; d1=d3=180 мм.

Выбор и расчет подшипника на долговечность.

Принимаем по ГОСТ 24696 - 81 подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные без втулок серии 3536 по диаметру цапфы вала [10].

Габаритные размеры:

- Внутренний диаметр подшипника d=180 мм;

- Ширина подшипника В=86 мм;

- Наружный диаметр подшипника D=320 мм.

2. Эквивалентная динамическая нагрузка.

Р=(x*v*Fr+y*Fa)*Кб*Кт, Н

где x-коэффициент радиальной нагрузки, x=1 [10];

v-коэффициент вращения, v=1,0 т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника [10];

y-коэффициент осевой нагрузки, y=2,370 [10];

Кб-коэффициент безопасности, Кб=1,2 т.к. нагрузка с толчками и eдарами [10];

Кт-температурный коэффициент, Кт=1[10];

Fr-максимальная реакция опор, Fr=15129,5 Н;

Р=(1*1*15129,5+1,821*0)*1,2*1=18155,4 Н.

Долговечность подшипника.

Lh=(10/(60*n))*(Cдин/Р), часах,

где n-частота вращения кольца подшипника, n=nш=53 об/мин;

Сдин-динамическая грузоподъемность, Сдин=627000 Н;

р- показатель степени, для роликовых подшипников р=10/3;

Lh=(10/(60*53))*(627000/18155,4)= 4126534 часов.

[Lh]=50000 часов.

Вывод

Применение сухой окорки древесины непрерывного действия на целлюлозно-бумажном предприятии в России и за рубежом показывает несамненную эффективность этого способа по сравнению с мокрой окоркой.

Осуществление сухой окорки позволяет ликвидировать водоочистные сооружения и короотжимные участки, упростить обслуживание барабанов, сократить численность работающих, облегчить утилизацию коры и отходов древесины (сжигание), улучшить условия работы очистных сооружений предприятия и получить большой экономический эффект.

Наиболее целесообразно проводить сухую окорку с применением перегретого пара давление 3-6 кгс/см2 в количестве 0,6-1,2 т/ч на один барабан, что повышает качество окорки.

Сухую окорку необходимо осуществлять на предприятиях использующих древесину сухопутного и водной поставки типа КБ60 и КБС425.

Литература

1. Гончаров В.Н., Гаузе А.А. Машины для окорки древесины. Учебное пособие. Ленинград-1978г.

2. Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. Зубчатые и червячные передачи. Учебное пособие. Архангельск: АГТУ 2002.

3. Гончаров В.Н., Гаузе А.А. Машины для окорки древесины. Учебное пособие. Ленинград-1988г.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.3 .Москва: Машиностроение 1982г.

5. Вьюков Б.Е. Малоотходная технология подготовки древесного сырья на целлюлозно-бумажных предприятиях. Москва: Лесн. пром.1987г.

6. Гончаров В.Н., Гаузе А.А. Оборудование для подготовки бумажной массы. Учебник для вузов. Москва: Экология 1992г.

7. Кулешов Л.Ф. Оборудование для подготовки бумажной массы. Методические указания к выполнению курсового проекта. Архангельск: АЛТИ 1985г.

8. Локштанов Б.М., Житков А.В., Трефилова Т.Ф. Сухая окорка древесины в барабанах на предприятиях целлюлозно-бумажной промышленности. (Обзор). Москва 1976г.

9. Кондратьев Ю.Н., Туфанова Р.А. Оформление графической части курсовых и дипломных проектов. Методические указания. Архангельск: АЛТИ 1984г.

10. Старец И.С. Подшипники качения в оборудовании целлюлозно- бумажного производства. Москва: Лесн. пром. 1985г.

11. Справочник механика целлюлозно-бумажного предприятия/ Пожитков В.И. Москва: Лесн. пром. 1983г.

Размещено на Allbest.ru