РОЗДІЛ 2
ТЕОРЕТИЧНІ ПЕРЕДУМОВИ ПРОЕКТУВАННЯ СЕКЦІЙНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ
2.1. Розробка схеми та визначення конструктивних параметрів секційного робочого органу гвинтових перевантажувальних механізмів
Покращення технічного рівня гвинтових перевантажувальних механізмів з гнучкими робочими органами досягається шляхом секційного виконання гвинтових робочих органів, що усуває часті пошкодження стрічкових гвинтових спіралей від знакозмінних циклічних навантажень, які в значній мірі гальмують промислове застосування таких гвинтових перевантажувальних механізмів.
Для цього розроблено секційний робочий орган гвинтового перевантажувального механізму ?80?, в гнучкому кожусі 1 якого розташовано секційну стрічкову спіраль (рис.2.1). Кожну секцію виконано у вигляді гвинтового ребра 2 , несучого вала 3 та шарнірних з'єднувальних елементів 4. Для уникнення пошкоджень внутрішньої поверхні гнучкого кожуха поверхня обертання кожної секції виконана профільною (бочкоподібного типу).
Рис. 2.1. Принципова схема секційного робочого органу ГПМ
Метою теоретичного розрахунку є виведення аналітичних залежностей для визначення конструктивних параметрів гвинтових секцій залежно від радіусу кривизни транспортування.
Транспортна система на криволінійних трасах характеризується радіусом кривини Rk,, діаметром гнучкого кожуха dk, геометричними параметрами гвинтової секції (довжиною l, максимальним радіусом в медіальному перерізі секції R1, радіусом перерізу в торцевій частині секції R2, відстанню від центра вісі з'єднувального шарніра до торця секції a).
Основним геометричним конструктивним розрахунком гвинтового робочого органу на криволінійній ділянці є визначення величини мінімального зазору ? між торцями шарнірно з'єднаних секцій за умови уникнення заклинювання секцій між собою в процесі переміщення вантажу по криволінійних трасах. Тобто потрібно встановити функціональну залежність від вказаних геометричних параметрів, а саме: ? = ? (Rk, l, R1, R2, a). Тут вхідні дані для розрахунку умовно поділяються на дві групи: одні формуються під час проектування робочого органу для конкретних умов експлуатації (Rk, dk); інші - одержують в результаті попередніх розрахунків конструктивних елементів секцій та прийнятих конструктивних рішень (l, R1, R2 ). Оскільки, для уникнення пошкоджень внутрішньої поверхні гнучкого кожуха поверхня обертання гвинтової поверхні секції виконана бочкоподібною, то радіус її кривизни повинен бути меншим або рівним радіусу кривини магістралі транспортування сипких вантажів.
На розрахунковій схемі (рис. 2.2) зображено поверхні обертання шарнірно з'єднаних бочкоподібних гвинтових секцій, які знаходяться в середині гнучкого еластичного кожуха.
Для визначення величини зазору ? між секціями попередньо визначимо кут ?, який визначає половину нижньої дуги АВ гвинтової секції:
, (2.1)
де l - довжина гвинтової секції;
Rk - радіус кривини гнучкого кожуха;
R2 - радіус торцевої поверхні бочкоподібної гвинтової секції;
z - величина перепаду між радіусами центральної й торцевої поверхонь бочкоподібної гвинтової секції.
Рис. 2.2. Розрахункова схема для визначення конструктивних параметрів гвинтової секції
Наступним етапом є встановлення довжини с шарнірних з'єднань, через яку визначається мінімальна величина ? між секціями. Для цього знайдемо величину кута ?, який визначає величину від центра шарніра т. Е до центру бочкоподібної гвинтової секції т. Q.
(2.2)
де а - відстань від центра шарніра до торця бочкоподібної гвинтової секції;
R1 - радіус центральної частини бочкоподібної гвинтової секції
Визначимо довжину відрізка ОЕ:
. (2.3)
Для встановлення половини довжини шарнірного з'єднання с через кути ? і ? визначимо кут ?:
. (2.4)
Виходячи з умови sin ? = с / (2?OE), довжина с дорівнює:
. (2.5)
Таким чином зазор ? між секціями визначається за залежністю:
(2.6)
Оскільки параметри R1, R, і z взаємозв'язані, то визначимо R2 і z через величини Rк; R1 і l, які задаються конструктивно:
(2.7)
(2.8)
В кінцевому вигляді залежність (2.6) набуде вигляду
(2.9)
На основі аналізу залежності (2.9) на ПЕОМ побудовано графічні залежності мінімального зазору ? між гвинтовими секціями від радіуса кривини магістралі перевантаження Rк (рис.2.3, рис.2.4) і довжини секції l (рис.2.5).
Рис. 2.3. Залежність мінімального зазору ? між гвинтовими секціями від радіуса кривини магістралі Rк при а = 14 мм, R1 = 36 мм для: 1 - l = 80 мм; 2 - l = 100 мм; 3 - l = 120 мм, 4 - l = 140 мм; 5 - l = 160 мм.
Рис. 2.4. Залежність мінімального зазору ? між гвинтовими секціями від радіуса кривини магістралі Rк при а = 14 мм, R1 = 48 мм для: 1 - l = 80 мм; 2 - l = 100 мм; 3 - l = 120 мм, 4 - l = 140 мм; 5 - l = 160 мм.
Рис. 2.5. Залежність мінімального зазору ? між гвинтовими секціями від довжини секції l при а = 14 мм, R1 = 48 мм: для 1 - Rк = 500 мм; 2 - Rк = 750 мм; 3 - Rк = 1000 мм, 4 - Rк = 1250 мм; 5 - Rк = 1500 мм.
Встановлено, що величина а розташування осі шарніра відносно торця секції практично не впливає на зміну зазору ?, абсолютна величина якого змінюється в межах 1,8 - 4% для а = 10 - 18 мм при зміні інших параметрів. Користуючись залежністю (2.9) або рис. 2.3, 2.4 можна підібрати необхідні конструктивні параметри секцій робочого органу, виходячи з умов транспортування.
На основі кінетостатичного аналізу запропонованих робочих органів із стандартними гнучкими рукавами діаметру dk = 100 мм встановлено раціональні конструктивні параметри гвинтових секцій: довжина секції l = 120 мм; мінімальний радіус кривини магістралі Rk = 0,5 м, відстань між секціями ? = 7-8 мм; крок спіралі секції робочого органу P = 60 мм, різниця медіального й торцевого радіусів бочкоподібної секції z = 5-7