Конструктивный расчет шаровой мельницы.

Исходные данные.

Частота вращения n=1000 об/мин =16.7 м/с

Мощность N_эл.дв =2.2 кВт=2200 Вт

Частота вращения барабана n_б=45 об/мин=0.75 об/с

 Диаметр барабана D_б=570 мм = 057 м

Допустимое отклонение скорости барабана б= 3%

Срок службы L_hг=10 лет

Кинематическая схема привода шаровой мельницы представлена

Решение.

1. Определяем ресурс привода:

L_h=0.85×365L_hгt_сL_c,

где t_c=8 часов—продолжительность смены;

L_c=1—число смен;

0.85—коэффициент простоя машины

L_h=0.85×365×10×8×1=24820 часов.

2. Определяем передаточное число приводов и его ступеней:

u=n_эл.дв./n_б=1000/45=22.2

u=u_р×u_зп,

где u_р=2…4—передаточное число ременной передачи,

u_зп=3…7—передаточное число зубчатой передачи, u_зп=5.6

u_р=u/u_зп=22.2/5.6=3.96

3. Определяем мощность вращения барабана:

N_б=N_эл.дв×η,

где η—КПД привода; η=η_зпη_рη_пк²

η_зп=0.94—КПД открытой зубчатой передачи;

η_р=0.96—КПД ременной передачи;

η_пк²=0.99²—КПД подшипников (две пары)

η=0.94×0.96×0.99²=0.88

N_б=2.2×0.88=1.95 кВт

4. Определяем силовые и кинематические параметры привода

					Барабан

 

а) Мощность  N_эл.дв.=2.2 кВт

N₁= N_эл.дв ×η_р×η_пк=2.2×0.96×0.99=2.09 кВт

N_б=1.95 кВт

б) Частота вращения и угловая скорость:

n_эл.дв=1000 об/мин ω_{эл дв}=π× n_эл.дв/30=3.14×1000/30=104 с^-1

n₁= n_эл.дв/u_р=1000/4=250об/мин  ω₁= π× n₁/30=3.14×250/30=26с^-1

n_б= n₁/u_зп=250/5.6=44.6 об/мин ω_б= π× n_б/30=3.14×44.6/30=4.64с^-1

в) Вращающий момент

Т_{эл дв}= N_эл.дв/ ω_{эл дв}=2.2×10³/104=21.15Н×м

Т₁= Т_{эл дв дв} u_р ×η_р×η_пк=21.15×4×0.96×0.99=80.4Н×м

Т_б= Т₁ u_зп ×η_зп×η_пк=80.4×5.6×0.94×0.99=419.1Н×м

Вывод: кинематический расчет представлен на схеме.

 

N_эл.дв.=2.2 кВт            N₁= 2.09           кВт N_б=1.95 кВт

n_эл.дв=1000 об/мин n₁= 250об/мин  n_б= 44.6 об/мин

ω_{эл дв}= 104 с^-1              ω₁= 26с^-1           ω_б= 4.64с^-1

Т_{эл дв}= 21.15Н×м Т₁= 80.4Н×м  Т_б= 419.1Н×м

 

2.3.2.  Проверочный расчет деталей и сборочных единиц

Шаровой мельницы.

Проверочный расчет подшипников 208 ГОСТ 8338-74 класса точности Н установленного на консоли трансмиссии шкив-шестерня.

Исходные данные.

n₁=250 об/мин—частота вращения шкив-шестерни;

ω₁=26 с^-1—угловая скорость шкив-шестерни;

Т₁=80.4 Н×м—вращающий момент шкив-шестерни;

N₁=2.09 кВт—мощность на валу;

Размеры подшипника 208

d=40 мм—внутренний диаметр подшипника

D=80 мм—наружный диаметр подшипника

В=18 мм—ширина подшипника

С_r= 32 кН—грузоподъёмность

С_оr= 17.8 кН—грузоподъёмность

Х=0.56 V=1 K_б=1.3 К_т=1—характеристики подшипников

L_h=24820 часов—требуемая долговечность подшипников.

Решение.

1. Определяем окружную силу

F_t=2T₁×10³/d₁=2×80.4×10³/96=1675 Н,

где d₁=96 мм—диаметр шестерни

F_t=2T₁×10³/d₂=2×80.4×10³/396=406.06 Н,

где d₂=396 мм—диаметр шкива

2. Определяем радиальную силу

F_r=F_t×tgα=1675×tg20⁰=609.65 H,

где α=20⁰—угол зацепления передачи

3. Определяем отношение

4.  Определяем отношение

Подбираем интерполированием показатели е=0.28 Y=1.55

По соотношению  Выбираем формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки наиболее нагруженного подшипника

R_Е=(ХVF_t+YF_r)K_бК_т=(0.56×1×609.65+1.55×609.65)×1.3×1=1672.26 Н

5. Определяем динамическую грузоподъёмность

12670.9 Н < 32000 H C_rp<C_r (условие выполняется)

Подшипник 208 пригоден к эксплуатации.

6. Определяем долговечность подшипника:

47033.8 ч > 29200 ч L_10h > L_h (условие выполняется)

Вывод: для промежуточного вала (консольной трансмиссии) для крепления шкив-шестерни принимаем подшипник 208 ГОСТ 8338—74 2шт.