Гравитационные бетоносмесители

Введение.

 

Получение бетона и раствора, заданных марок и свойств, отвечающих соответствующим требованиям, обеспечивается совокупностью многих факторов, из которых первостепенное значение имеют качество исходных компонентов и эффективность работы смесительного оборудования. Для приготовления бетонов и растворов применяются смесители различной конструкции.

Смесители классифицируются по следующим  признакам:

1) по технологическому назначению — для приготовления бетонов разных видов (тяжелого, ячеистого, силикатного, керамзитобетона, полимербетона и т. п.), для приготовления строительных растворов;

2) по характеру работы — цикличные и непрерывного действия;

3)по способу смешения — гравитационные (барабанные) и принудительного действия (лопастные);

4) по конструкции рабочих органов—   с цилиндрическим и грушевидным барабаном, с двухконусным барабаном, с вертикально расположенными смесительными валами (тарельчатого типа) и с горизонтально расположенными смесительными валами (лоткового типа);

5)по способу перебазирования— передвижные и стационарные.

 

В смесителях цикличного действия исходные материалы смешиваются отдельными порциями. Такой способ приготовления позволяет регулировать продолжительность смешения в зависимости от состава смеси и вместимости смесителя, т. е. приготовлять смеси различных марок.

В смесителях непрерывного действия исходные компоненты загружаются, смешиваются и разгружаются непрерывно. Их используют при массовом производстве одномарочных смесей, как правило, в установках или линиях непрерывного действия.

 

Наибольшее распространение получили цикличные смесители гравитационные с грушевидным барабаном, принудительного  действия с вертикально расположенными смесительными валами (роторные и турбулентные) и других конструкций. Основными параметрами цикличных смесителей являются объем готового замеса и вместимость смесителя по загрузке. Смесители непрерывного действия характеризуются производительностью, зависящей от конструкции и режима работы смесителя и характеристик составляющих компонентов смеси.

Гравитационные бетоносмесители.

 

В гравитационных смесителях исходные компоненты смеси поднимаются во вращающемся барабане, на внутренней поверхности которого жестко закреплены лопасти, и затем под действием силы тяжести падают вниз. Процесс повторяется несколько раз, благодаря чему получается смесь, однородная по составу. Загрузка исходных компонентов смеси производится через загрузочное отверстие в барабане, а разгрузка или через разгрузочное отверстие, или путем опрокидывания барабана.

К преимуществам гравитационных смесителей относятся простота конструкции и кинематической схемы, возможность работы на смесях с наибольшей крупностью заполнителей (до 120 ... 150 мм), незначительное изнашивание рабочих органов, малая энергоемкость, простота в обслуживании и эксплуатации и низкая себестоимость приготовления смеси. Оптимальное время смешения в таких смесителях составляет 60 ... 90 с, а полный цикл, включая загрузку, смешение, выгрузку и возврат барабана в исходное положение, — 90 … 150 с.

Бетоносмеситель СБ-103 входит в комплект оборудования бетонных заводов и установок и бетоносмесительных цехов заводов железобетонных изделий. Бетоносмеситель состоит из рамы, опорных стоек, смесительного барабана, траверсы, привода вращения

3

барабана и пневмоцилиндра для опрокидывания барабана.

Смесительный барабан  представляет собой металлическую емкость в виде двух конусов; соединенных цилиндрической обечайкой, внутренняя поверхность которой снабжена футеровкой из сменных листов из износостойкой стали. В барабане на кронштейнах закреплены три передние и три задние лопасти. К цилиндрической обечайке барабана с внешней стороны на прокладках приварен зубчатый венец и к торцу переднего конуса — фланец.

Траверса представляет собой сварную конструкцию коробчатого сечения, выполненную в виде полукольца с цапфами на концах. Цапфы с подшипниками закреплены на стойках и служат для поворота смесительного барабана. На траверсе смонтированы опорные и поддерживающие ролики, обеспечивающие вращение и удержание барабана при разгрузке. На наружной стенке левой стойки   установлен пневмопривод. На правой стойке находится    выводная коробка  и два конечных выключателя крайних положений барабана. Опорный    ролик, вращающийся в подшипниках, установлен на эксцентриковой оси, позволяющей   регулировать положение роликов для нормального зацепления шестерни и зубчатого венца при монтаже и   изнашивании роликов.   Оси   установлены на двух опорах и крепятся к стойке траверсы болтами. Поддерживающие ролики также смонтированы в подшипниках на эксцентриковых осях, позволяющих регулировать зазор между коническими поверхностями зубчатого венца и ролика. Для смещения ролика в осевом направлении предусмотрены регулировочные шайбы.

Двухступенчатый редуктор закреплен на вертикальной стенке траверсы. Движение от электродвигателя через муфту и редуктор передается шестерне и зубчатому венцу барабана. Пневмопривод служит для опрокидывания барабана при разгрузке готовой смеси, возврата и фиксации его в рабочем положении и заключает в себя пневмоцилиндр, воздухораспределитель, масло распределитель, запорный вентиль, резинотканевые рукава и трубы. Пневмоцилиндр выполнен с тормозным устройством, позволяющим изменять скорость движения поршня в конце опрокидывания и подъема барабана.

 

 

Техническая характеристика проектируемого бетоносмесителя:

обьём готового замеса V_г = 0,2 м³;

число замесов в час z_с = 30 ч^-1;

вместимость смесителя по нагрузке V_з = 0,3 м³;

производительность смесителя П =4,2 м³/ч

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4

Номер варианта – 0

Номер задания – 2

Исходные данные для проектирования:

обьём готового замеса V_г = 0,2 м³;

плотность бетонной смеси ρ = 2000 кг/м³;

число замесов  в час z_с = 30 ч^-1;

коэффициент использования рабочего времени k_н = 0,7

 

Расчет.

1. Вместимость смесителя по нагрузке:

м³,

здесь k_в – коэффициент выхода смеси, для бетона k_в = 0,65 ÷ 0,7. Для нашего случая принимаем k_в = 0,67.

2. Внутренний диаметр цилиндрической части барабана:

 

D = (1,65 ÷ 1,75)

м.

 

3. Оптимальная частота вращения  барабана:

 

 об/с ≈ 20,2 об/мин.

где:

R – радиус внутренней части барабана, м.

Угловая скорость барабана:

ω_б = 2π ·n_б = 2 · 3,14 · 0,336 = 2,11

.

4. Сила тяжести бетонной смеси:

 

G_см = V_г · ρ · g = 0,2 · 2000 · 9,81 = 3924 Н;

где:

ρ = 2000 кг/м³ - плотность бетонной смеси;

g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения.

 

5. Мощность двигателя привода  смесителя.

    а) мощность на перемешивание  бетонной смеси:

 

 кВт.

 

   б) мощность на перекатывание  барабана по роликам:

 

;

где:

G_б – приблизительный вес барабана, G_б = (15 ÷ 16) · V_з = 15,5 · 0,298 = 4,62 кН;

β – угол установки опорных роликов, β = 30°;

k – коэффициент трения-качения бандажа барабана (0,0008 ÷ 0,001), принимаем k = 0,0009;

5

f – коэффициент трения в опоре ролика (0,01 ÷ 0,015), принимаем f  = 0,012;

R_б – радиус бандажа барабана, R_б = (1,05 ÷ 1,1) · R = 1,07 · 0,57 = 0,61;

D_р – диаметр опорного ролика, D_р = (0,15 ÷ 0,20) · D_б = 0,17 · 2 · R_б = 0,17 · 2 · 0,61 = 0,21 м;

d_ц – диаметр цапфы ролика, м;

ω_б – угловая скорость барабана.

 

 кВт.

  

   в) расчетная мощность  электродвигателя:

 

;

где:

η – КПД привода смесительного барабана. Найдем как произведение КПД всех ступеней передачи:

;

здесь:

η_м – КПД муфты, η_м = 0,98;

η_п – КПД пары подшипников качения, η_п = 0,99;

η_зз – КПД пары зубчатых колес закрытой передачи (0,96 ÷ 0,98), η_зз = 0,97;

η_г – КПД гидравлических потерь на смазку одной пары зубчатых колес, η_г = 0,99;

η_зо – КПД открытой зубчатой пары (0,93 ÷ 0,95), η_п = 0,94.

 

 кВт;

 

  г) Также вычислим КПД для всех зубчатых колес передачи, начиная с первого и заканчивая пятым (КПД для шестого колеса равен КПД всего привода). Вычисления нужны для подсчета мощностей и крутящих моментов на всех колесах зубчатой передачи. Заметим, что две пары колес (2-е и 3-е, а также 4-е и 5-е) попарно сидят на одних валах, поэтому можно принять, что КПД, мощности, а также скорости вращения для каждой пары этих колес одинаковы.

 

Таблица 1.

КПД колес привода.

 

Номер зубчатого колеса	КПД
1
2
3
4
5
6

 

 

6

6. Подбор электродвигателя.

Электродвигатель подбирают по расчетной мощности N_Д и частоте вращения n с допускаемой перегрузкой по мощности не более 5 %. Для машин, работающих при незначительно меняющейся нагрузке (отношение максимальной нагрузки к средней 1,1 - 1,3), с числом включений 20 ÷ 30 в час рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели переменного тока единой серии 4А общего назначения закрытые обдуваемые. К таким машинам относится гравитационный бетоносмеситель.

Для других машин, работающих в специфических  условиях, могут быть подобраны двигатели  иных типов. Например, для кранов, где  при подъеме грузов необходим  высокий пусковой момент и число включений более 100 в час, или для дробилок, у которых более высокое отношение максимальной нагрузки к средней. Частота вращения двигателя для каждого вида машин оговаривается специально.

 

Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока типа 4А100L6УЗ мощностью 2,2 кВт с синхронной частотой вращения n_c = 1000 об/c и относительным скольжением при номинальной нагрузке S = 5,1 %. Отношение пускового момента к номинальному .

 

   Определяем фактическую частоту вращения двигателя:

 

об/мин.

 

7. Предварительные передаточные  числа привода.

 

   Определяем общее передаточное  число привода:

 

;

 

здесь n_Д – фактическая частота вращения вала двигателя;

n_б - оптимальная частота вращения барабана.

 

  Примем передаточное число открытой передачи (зубчатое колесо z₅ и венец z₆) u_оп = 9.

Тогда передаточное число закрытого  двухступенчатого редуктора определится  из выражения:

,

 

передаточное число тихоходной ступени редуктора

 

 

передаточное число быстроходной передачи редуктора

 

 

 

7

8. Кинематика привода.

 

  Вычисляем мощности, числа оборотов, угловые скорости, крутящие моменты на всех зубчатых колесах привода. Для этого воспользуемся следующими формулами:

 

для расчета мощности - ;

для подсчета числа оборотов -

для определения угловой скорости -

для определения крутящего момента -

здесь: N_i; η_i;  n_i; u_i; ω_i; M_i;  - соответственно мощность, КПД, передаточное число, угловая скорость и крутящий момент соответствующего звена привода.

 

а) быстроходный вал редуктора:

 

 кВт;

 

n₁ = n_Д =949  об/мин;

 

 с^-1;

 

 кНм.

 

б) промежуточный вал закрытого  редуктора (второе зубчатое колесо):

 

 кВт;

 

об/мин;

 

 с^-1;

 

 кНм.

 

Так как второе и третье зубчатые колеса посажены на один вал, то рассчитываемые параметры для них будут одинаковы N₂ = N₃ = 2,046 кВт;  n₂ = n₃= 363,6 об/мин;

ω₂ = ω₃ = 38,05 с^-1; М₂ = М₃ = 0,0537 кНм.

 

в) тихоходный вал редуктора:

 

 кВт;

8

об/мин;

 

 с^-1;

 

 кНм.

 

Так как четвертое и пятое  зубчатые колеса посажены на один вал, то рассчитываемые параметры для  них будут одинаковы N₄ = N₅ = 1,945 кВт;  n₄ = n₅= 181,8 об/мин;

ω₄ = ω₅ = 19,03 с^-1; М₄ = М₅ = 0,102 кНм.

 

г) открытая передача (параметры всего  механизма)

 

 кВт;

 

об/мин;

 

 с^-1;

 

 кНм.

 

Таблица 2.

 

Предварительные силовые параметры привода.

 

i	Ni , кВт	ni , об/мин	ωi , с-1	Mi , кНм
1	2,134	949	99,33	0,022
2	2,046	363,6	38,05	0,0537
3	2,046	363,6	38,05	0,0537
4	1,945	181,8	19,03	0,102
5	1,945	181,8	19,03	0,102
6	1,813	20,2	2,12	0,855

 

 

9. Материалы и допускаемые напряжения  зубчатых колес.

 

Решающее влияние на работоспособность  зуба оказывают два напряжения, возникающие под действием двух сил: окружной Р и радиальной Я, контактное (G_н) и напряжение изгиба (G_f), которые изменяются во времени по прерывистому (пульсирующему) циклу и являются причиной усталостного разрушения зубьев. Напряжение G_н приводит к контактному выкашиванию поверхности зубьев, а G_f  - к поломке зубьев, поэтому зубчатые колеса рассчитывают по контактным напряжениям и проверяют по напряжениям изгиба.

9

При расчетах на прочность сил, действующих на зуб, несколько увеличивают умножением их на коэффициент k_р =1,2 ÷ 1,3 , который учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки, возникающие из-за неточности изготовления.

Для пары зубчатых колес рекомендуется  определенное сочетание машиностроительных материалов. При этом ведущее зубчатое колесо принято называть «шестерней», а ведомое колесо — просто «колесом». Зубья шестерни чаще вступают в силовой контакт и, следовательно, работают в более трудных условиях. Шестерню (или ведущее колесо) изготавливают из более прочного материала по сравнению с ведомым колесом.

Величину допускаемого напряжения в первом приближении можно рассчитать ориентируясь на менее прочный элемент пары, которым является колесо, по формуле:

 

;

где:

НВ_ср – средняя твердость по Бринеллю для материала колеса, МПа.

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывают как для шестерни, так и для колеса по формуле:

.

 

Согласно рекомендации для колес  закрытого редуктора принимаем:

Таблица  3.

Материалы зубчатых колес (закрытая передача).

 

Тип колеса	Термообработка	Твердость , МПа	Марка стали
Ведущее (шестерня)	улучшение + ТВЧ	НRC = 45 ÷ 50	35ХМ
Ведомое (колесо)	улучшение	НВ = 269 ÷ 302	45, 40Х, 40ХН

 

НRC – твердость по Роквеллу (шкала С), можно принять НВ = 310 ÷ 370 МПа.

 

Для открытой передачи (третья пара), которая включает колеса z₅ и z₆ принимаем соответственно:

Таблица 4.

Материалы зубчатых колес (открытая передача).

 

Тип колеса	Термообработка	Твердость , МПа	Марка стали
Ведущее (шестерня)	улучшение	НВ = 269 ÷ 302	35ХМ
Ведомое (колесо)	улучшение	НВ = 235 ÷ 262	45, 40Х, 40ХН

 

а) допускаемые контактные напряжения для каждой пары зубчатых колес закрытого  редуктора:

 МПа;

МПа;

 

б) допускаемые напряжения изгиба для каждой шестерни закрытого редуктора:

 

 МПа;

 

 МПа.

 

10

в) допускаемые напряжения изгиба для каждого колеса закрытого  редуктора:

 

МПа;

 МПа.

 

г) допускаемые контактные напряжения для колес открытой передачи:

 

 МПа;

МПа;

 

б) допускаемые напряжения изгиба для  шестерни открытой передачи:

 

 МПа;

 МПа.

 

в) допускаемые напряжения изгиба для колеса открытой передачи:

 

МПа;

 МПа.

 

10. Межосевое расстояние зубчатых  колес.

В приводе барабана бетоносмесителя  рекомендуется употреблять прямозубые зубчатые колеса. Для каждой пары колес межосевое расстояние вычисляется по условию контактной прочности или по контактным напряжениям.

Зная допустимые контактные напряжения, найдем межосевое расстояние по формуле:

;

где:

k = 315 – для прямозубых передач;

u – передаточное число зубчатой пары;

М_р – расчетный крутящий момент на ведомом колесе, Нм:

;

здесь: М – номинальный момент на том же колесе;

k_p - коэффициент k_р =1,2 ÷ 1,3 , который учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки, возникающие из-за неточности изготовления.

- допускаемое контактное напряжение;

- коэффициент длины зуба; здесь b₂ – ширина колеса;

а – межосевое расстояние.

Значение,  φ_а предварительно выбираем в соответствии с рекомендованными из нормального ряда чисел. При расчете первой ступени привода принимаем φ_а = 0,315; при расчете второй φ_а = 0,4; при расчете третьей ступени φ_а = 0,075 и определяется не условиями прочности, а геометрией барабана.

11

а) межосевое расстояние быстроходного  вала редуктора:

мм;

 

а) межосевое расстояние тихоходного  вала редуктора:

мм;

 

а) межосевое расстояние открытой передачи:

 

 мм.

 

Для удобства предварительные геометрические параметры привода сведем в таблицу.

 

Таблица № 5.

Предварительные геометрические параметры  привода.

 

Зубчатая пара	i	ui	аi , мм	φа
Быстроходная	1	2,61	74,52	0,315
	2
Тихоходная	3	2	84,58	0,4
	4
Открытая передача	5	9	399,33	0,075
	6

 

 

    Если сравнить межосевое  расстояние а₃ = 0,399 м с внутренним радиусом барабана R_б = 0,61 м, то соответственно видим, что межосевое расстояние а₃ мало и не удовлетворяет условиям совместимости по загрузке. То есть, если принять межосевое расстояние получившееся в результате расчетов мы не сможем загрузить в барабан обьем смеси данный по заданию.

Поэтому для третьей ступени, шестерня z₅ и венец z₆, межосевое расстояние найдем не по допускаемым контактным напряжениям, а исходя из размеров смесительного барабана. Межосевое расстояние найдем из предположения, что делительный диаметр венца d₆ = m_оп · z₆ превышает диаметр бандажа D_б = 2 · R_б = 2 · 0,61 = 1,22 м. не менее чем на 3 ÷ 4 модуля .

Откуда имеем:

.

здесь:

m_оп – модуль зацепления открытой передачи (шестерня z₅ и венец z₆);

z₆ – число зубьев венца;

D_б – диаметр бандажа барабана.

Зададимся числом зубьев z₅ = 20. Тогда z₆ = z₅ · u_оп= 20 · 9 = 180, тогда модуль зубчатого венца будет равен:

мм.

 

12

Расчетное значение модуля округляем  до ближайшего стандартного m_оп = 7 мм.

Тогда межосевое расстояние определится  о формуле:

 

 мм.

 

При расчете необходимо следить  за соблюдением неравенства  при не соблюдении условия производится пересчет, при этом берутся другие коэффициенты.

Делительный диаметр бандажа зубчатого  венца  d₆ = m_оп · z₆ = 7 · 180 = 1260 мм.

 

 

40 > 21.

 

11. Уточненные геометрические параметры  зубчатой передачи.

 

11.1 Быстроходная зубчатая пара редуктора.

а) Зададимся числом зубьев ведущего колеса z₁ = 20, тогда число зубьев ведомого колеса соответственно равно:

.

 

Число зубьев округляем до ближайшего целого, принимаем z₂ = 52.

б) Уточняем передаточное число ступени, с учетом полученного числа зубьев:

 

.

в) Найдем модуль зацепления:

 

мм;

здесь:

m₁ – модуль зацепления ведущего колеса быстроходной зубчатой пары редуктора (шестерня);

m₂ – модуль зацепления ведомого колеса быстроходной зубчатой пары редуктора;

m_б –модуль зацепления быстроходной зубчатой пары редуктора;

а_б – межосевое расстояние быстроходной зубчатой пары редуктора, было определено ранее (предварительно) по допустимым контактным напряжениям.

Округляем значение модуля до ближайшего стандартного значения m_б = 2.

г) Зная модуль числа зубьев, вычислим делительные диаметры зубчатых колес для быстроходной зубчатой пары редуктора:

для колеса:

мм;

для шестерни:

мм;

 

д) Уточним межосевое расстояние:

 

мм.

 

13

е) Длины зубьев найдем из нового межосевого расстояния, с учетом выбранных значений φ_а  для колеса и шестерни быстроходный зубчатой пары:

 

для колеса:

 мм;

для шестерни:

мм.

 

11.2 Тихоходная зубчатая пара  редуктора.

а) Зададимся числом зубьев ведущего колеса z₃ = 20, тогда число зубьев ведомого колеса соответственно равно:

.

 

Число зубьев принимаем z₄ = 40.

б) Передаточное число ступени останется  прежним, так как числа зубьев получились сразу целыми (без округлений).

в) Найдем модуль зацепления:

 

мм;

здесь:

m₃ – модуль зацепления ведущего колеса тихоходной зубчатой пары редуктора (шестерня);

m₄ – модуль зацепления ведомого колеса тихоходной зубчатой пары редуктора;

m_т –модуль зацепления тихоходной зубчатой пары редуктора;

а_т – межосевое расстояние тихоходной зубчатой пары редуктора, было определено ранее (предварительно) по допустимым контактным напряжениям.

Округляем значение модуля до ближайшего стандартного значения m_т = 3.

г) Зная модуль числа зубьев, вычислим делительные диаметры зубчатых колес для тихоходной зубчатой пары редуктора:

для колеса:

мм;

для шестерни:

мм;

 

д) Уточним межосевое расстояние:

 

 мм.

 

е) Длины зубьев найдем из нового межосевого расстояния, с учетом выбранных значений φ_а  для колеса и шестерни тихоходной зубчатой пары:

для колеса:

 мм;

для шестерни:

мм.

 

11.3 Открытая зубчатая пара.

Ранее для открытой передачи мы определили такие параметры как:

число зубьев шестерни z₅ = 20 и венца z₆ = z₅ · u_оп= 20 · 9 = 180, межосевое расстояние

14

а_оп = 700 мм и модуль зацепления m_оп = 7 мм, то перейдем сразу к определению делительных диаметров шестерни d₅ и венца d₆ открытой передачи. Передаточное число u_оп= 9 остается неизменным.

а) Делительные диаметры зубчатых колес для открытой зубчатой пары:

для колеса:

мм;

 

для венца делительный диаметр был определен ранее d₆ = 1260 мм.