Проектирование трепальной машины для льняной тресты

 

5) Определяем угол поля трепания:

,                                              (10)

где S – межосевое расстояние, м.

,                                                (11)

 

 

 

 

6) Высота поля трепания:

,                                                  (12)

 

 

7) Ширина поля трепания:

,                                                     (13)

 

 

8)  Определение минимально  допустимого технологического зазора  между кромками бил:

Ширина бильной планки определяется из условия несоударения бил при вращении трепальных барабанов. Минимальный технологический зазор должен удовлетворять условию [δ_min] = 20…30 мм;  [δ_min].

,  (14)

где - угловое смещение радиуса, проведённого к кромке била, относительно оси била;

Т – ширина бильной планки;

       α –  угловая текущая координата первого  от зажима била.

,                                           (15)

Толщину бильной планки принимаем  равной T = 250 мм, для обеспечения оптимального зазора.

 

Из графика (рис. 2) получаем δ = 0,128 м, что удовлетворяет нашему условию [δ_min].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Прочностные  расчёты трепальных барабанов

В трепальных барабанах на прочность рассчитываются: бильная  планка, крестовины, выл барабана и  его опоры.

3.1 Расчёт бильной  планки на прочность и допустимый  прогиб

Бильные планки крепятся к  крестовинам барабана, а между  крестовинами – к стяжкам. Величину распределённой центробежной нагрузки, действующей на планку, как на балку  с двумя заделанным концами, определим  по формуле:

,                                           (16)

где Т – ширина бильной  планки, м;

 – толщина  бильной планки, м;

R – радиус трепального барабана, м;

- плотность материала  планки, кг/м³.

Для 1-й и 3-й секции:

 

 

Задаёмся отношением ζ = T/h_б = 0,25 / 0,02 = 12,5 и проверим ширину планки на условие прочности при изгибе.

,                                                 (17)

где - предел прочности материала планки, м; ;

 – расстояние между  точками крепления планки, м.

 

 

 

 

После уточнения размеров планки, проверяем её на допустимый прогиб. Максимальный прогиб планки достигается в середине пролёта и его величина определяется по формуле:

,                                               (18)

где Е – модуль упругости  первого рода материала планки, Па; E = 2 ·10¹¹ Па;

I – момент инерции сечения планки, м⁴.

 

Зазор между кромкой бильной  планки и кожухом составляет 6...10 мм, по этому  не должен превышать 1...2 мм.

 

 

 

3.2 Расчёт спиц  крестовин

Спицы крестовин рассчитываются на сложное сопротивление. Растяжение спиц происходит под действием центробежных сил деталей, а изгиб под действием сил сопротивления, возникающих при взаимодействии кромки с материалом, и сил сопротивления воздуха.

Приведённая изгибающая сила, действующая на спицу крестовины, определяется по формуле:

,                                             (19)

где N₁ – мощность, потребляемая трепальными барабанами в одной секции, Вт;

µ - число барабанов в  секции;

- число крестовин  на барабане.

 

Действующая на спицу крестовины центробежная сила подбильной решётки:

,                                                     (20)

где - центробежная сила i-й планки подбильной решётки, Н;

n – число планок на решётке.

Центробежную силу планки подбильной решётки можно определить по формуле:

,                                             (21)

где - масса i-й планки, кг;

- расстояние  от оси вращения до центра  тяжести i-й планки, м.

 

 

 

 

Аналогично центробежная сила спицы:

,                                             (22)

где - масса спицы, кг;

- расстояние от  оси вращения до центра тяжести  спицы, м.

 

Центробежная сила бильной  планки определяется по формуле:

,                                           (23)

 

Расчётная растягивающая  сила, действующая на спицу:

,                                          (24)

Для 1-й и 3-й секции:

 

Полагая напряжённое состояние  в опасной точке сечения спицы  крестовины линейным, условие прочности  запишем в виде:

,                                               (25)

,                                                  (26)

где - предел прочности материала спицы, Па;

- площадь поперечного  сечения спицы крестовины, м²;

- осевой момент  сопротивления сечения спицы  крестовины при изгибе, м³.

Для 1-й и 3-й секции:

 

 

Условие прочности выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

3.3 Расчёт вала  трепального барабана

Основным критерием работоспособности  вала являются сопротивление усталости  материала и его жёсткость. Расчёт вала выполняют в два этапа: предварительный  и окончательный.

Проектировочный расчёт вала выполняют как условный расчёт только на кручение для ориентировочного определения  посадочных диаметров.

Определяем размер вала из расчёта на прочность. Условия прочности  при кручении:

,                                           (27)

Определяем вращающий  момент из формулы мощности при вращении:

,                                                 (28)

 

 

Из условия прочности  определяем момент сопротивления вала при кручении:

,                                                    (29)

 

Определяем диаметр вала:

,                                                  (30)

,                                                (31)

 

Принимаем к расчёту .

 

 

4. Определение  мощности привода трепальных  барабанов

При разработке трепальных барабанов необходимо, чтобы для  их привода затрачивался минимум  энергии.

В приводе трепальных барабанов  мощность от двигателя расходуется  на преодоление сил вредного сопротивления  и на выполнение полезной работы –  очистки сырца от костры.

Трепальный барабан на холостом ходу работает подобно вентилятору. При этом мощность электродвигателя расходуется на преодоление сопротивлений  в опорах барабана и механизмах приводов, а так же на преодоление сил  аэродинамических сопротивлений. Потери в опорах и механизмах привода  барабана пропорциональны частоте  вращения барабанов, а аэродинамические сопротивления изменяются по закону кубической параболы.

,                                                   (32)

где k – эмпирический коэффициент; k = 2,1 кВт/м.

 

5. Проектирование  зажимного транспортёра и его  привода

В различных трепальных машинах момент на главный вал транспортёра передаётся различными способами.

5.1 Расчёт мощности  зажимных транспортирующих механизмов

Для расчёта натяжений  ремней  зажимного транспортирующего  механизма применим метод обхода по контуру, который используется при  расчёте ленточных конвейеров.

Для нижнего транспортёра имеем:

,                                               (33)

,                    (34)

где q₁ – погонная нагрузка от зажимных роликов, Н/м.

,                                               (35)

где с – жёсткость пружины, Н/м;

- деформация пружины,  м;

- сила тяжести  подвижных частей нажимного устройства, Н;

- число нажимных  роликов.

 

В – расстояние между  осями транспортирующих шкивов, м;

q₂ - погонная весовая нагрузка от ремней нагрузка, Н/м.

 

k – коэффициент увеличения натяжения ремня при огибании шкива зависит от угла обхвата; k = 1,03;

f₁ – приведённый коэффициент трения нажимных роликов.

,                                              (36)

где - коэффициент трения качения, имеющий размерность длинны;

- коэффициент трения скольжения цапфы в подшипнике;

- диаметр цапфы,  мм;

- диаметр ролика, мм;

f₂ – коэффициент трения между ремнём и направляющей; f₂ = 0,45

α – угол обхвата шкива  ремнём; α = π; α₁ = .

 

 

 

 

 

 

 

Для верхнего транспортёра имеем:

,                                               (37)

,                                             (38)

 

 

 

 

Окружное усилие на ведущем  шкиве транспортёра:

,                                        (39)

где = 0,5 – коэффициент тяги.

 

5.2 Определение  мощности двигателя транспортёра

Мощность для привода  транспортёра определяем следующим  образом:

,                                             (40)

где - коэффициент запаса; ;

- количество транспортёров,  приводимых в движение двигателем;

- скорость перемещения  ремня, м/с;

- общий КПД привода;  .

 

Чтобы исключить пробуксовку  ремня на ведущем шкиве, необходимо создать достаточно большую силу трения между ремнём и ведущим  шкивом.

При стационарном режиме работы трепальной машины натяжение в ремне  должно быть минимальным, но достаточным, чтобы пробуксовка ремней была гарантировано  исключена.

5.3 Определение силы зажима сырца в транспортёре

Зажимные транспортирующие механизмы должны надёжно зажимать сырец при его перемещении  вдоль машины. Гибкие элементы механизма  должны обладать достаточной эластичностью, чтобы обеспечить равномерность  зажима сырца по длине транспортёра.

Силу зажима сырца в  транспортёре находим по следующей  формуле:

,                                       (41)

где F – сила трения на боковых гранях транспортирующего ремня;

γ – коэффициент трения между резиной и сырцом; γ = 0,8.

,                                       (42)

где - ширина прямоугольного ремня до деформации, м;

- ширина ремня после  запрессовки сырца, м;

- высота прямоугольного  ремня, м;

- модуль упругости материала ремня, МПа; .

В итоге получаем формулу  вида:

,                             (43)

 

 

 

5.4 Определение диаметра шкива

Диаметр шкива определяют исходя из условия, что наружные слои ремня работают при коэффициенте относительного растяжения k_r = 0,1.

,                                       (44)

где Н – высота ремня, м.

 

 

Принимаем диаметр шкива  равный

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы

1. Проектирование трепальных машин для обработки лубяного сырья / С. В. Бойко, М. С. Енин. – Кострома : Изд-во Костром. гос. технол. ун-та, 2012. – 41 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин : Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К, Н, Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М. : Машиностоение, 1988. – 416 с.