Определение хода подвижной щеки

 

Ход подвижной щеки определяет производительность дробилки и крупность дробленого продукта. От того, насколько правильно выбран ход подвижной щеки, зависит эффективность использования рабочего пространства дробилки. Ход щеки должен быть прямо пропорционален крупности загружаемого материала.

Обосновываем величину размеров приемного отверстия и выходной щели дробилки.

Принимаю при производительности дробилки П = 180 м³/ч, В = 900 мм и в = 95 мм.

Тогда по формуле для дробилок с простым качанием щеки ход сжатия в нижней и верхней точках камеры дробления равен:_н = 8 + 0,26·100 ≈ 33 мм_В = 0,02· 600 =18 мм

(Ход подвижной щекидолжен быть больше значения линейной деформации куска материала.

S _н > , мм

 

где  - относительное сжатие куска; Е - модуль упругости материала; D _max - максимальный размер загружаемых кусков.

Принимается из задания модуль упругости материала. Для базальтов прочных Е = 45·10⁹ Па, тогда

е = σ _сж / Е = 250 · 10⁸ Па / 50·10⁹ Па = 0,5

 

Вычисляется ход подвижной щеки

_{н =} е · D_max = 0,5·130 = 65 мм

 

Определение частоты вращения приводного вала n (об/мин)

 

Частота вращения должна быть такой, что за время t₁ отхода щеки раздробленный материал высотой h от выходной щели должен выпасть из дробилки (высота h соответствует уровню, при котором ширина камеры дробления равна ширине разгрузочной щели во время наибольшего отхода подвижной щеки S_H).

По формуле определяем частоту вращения приводного вала:

 

, об/мин

 

Практически коэффициент перед знаком радикала берут 60-63

 

= = 6,78 об/мин

 

Определяется производительность щековой дробилки

 

, м³/ч

 

где S_ср - средний ход подвижной щеки, м;

в- ширина выходной щели при отходе щеки, м;

n - частота вращения эксцентрикового вала, с^-1;

В-ширина приёмного отверстия камеры дробления, м;

D_ср - средневзвешенный размер кусков исходного материала, м;

α - угол захвата (между подвижной и неподвижной щёками);

с - коэффициент кинематики (для дробилок с простым качением с = 0,85)

П= =148 м³/ч.

 

Мощность привода машины

 

Обосновывается мощностью привода машины (приводного электродвигателя) по формуле:

N = с₁· L·B, кВт

 

где с₁ = 160 для L B < 0,9 1,2 м;

с₁ = 80 для L B > 0,9 1,2 м;

N = 160· 0,9·1,2=172,8 кВт

 

Расчет конструктивных параметров

 

Схема нагрузок в элементах дробилки

 

Общая схема усилий в дробилке с простым качанием щеки

 

Для вычисления усилий в деталях дробилки определяют равнодействующую сил дробления R и место её приложения. Далее графическим построением находят силы, действующие на основные звенья и детали механизма дробилки. Нагрузка на дробящую плиту распределяется равномерно, а равнодействующая нагрузка приложена к середине плиты по высоте. Расчетная нагрузка Р_расч (МН) равна:

Р_расч = 1,5 · 2,7 · F_дроб = 4,1 · F_дроб, МН

 

где F_дроб - активная площадь дробящей плиты, м².

Дробилки применяют для пород σ_сж ≤ 300 МПа. Для расчетов можно принять Р_расч = 2,7 МПа, увеличенную на коэффициент 1,5.

 

Расчет маховиков

 

Состоит в определении их суммарной массы m и диаметра D _м исходя из заданных значений неравномерности их вращения Δ. Принимается Δ = 0,015-0,035. Шкив-маховик насажен на один конец эксцентрикового вала, на другой - маховик. Они являются предохранительными устройствами (предотвращают поломки деталей дробилки при перегрузках). По формуле:

m = , кг

 

где D = 1,0 м - диаметр маховика; задаемся предварительно с учетом того, чтобы окружная скорость обода маховика не превышала 30 м/с.

m =

 

Расчет распорных плит

 

Ведут по максимальным значениям сжимающего усилия Т_max и изгибающему моменту М_max

 

, МН

 

где β = 84⁰ - угол между шатуном и плитой;

F_дроб = 0,56 м² для дробилки с загрузочным отверстием 0,9 × 1,2 м

Т_max = P_max / 2 cos β = (4,1· F_дроб) / 2 cos β = (4,1· 0,56) / (2· 0,104) = 1,1 МН

Найдем напряжение в плите

 

, МПа

 

где F _п - площадь расчетного сечения распорной плиты;

а - расстояние от продольной оси плиты до линии действия силы T_max;

W - момент сопротивления изгибу сечения плиты.

При F_п = 0,56 м²; а = 0,05 м; W = b · h²/6 = 0,835· 0,46² / 6 = 0,03 м³.

σ _max = 37,9 МПа < 115 МПа = σ _adm

 

Расчет шатуна

 

Напряжение в шатуне σ (МПа) равно по формуле:

 

, МПа

_расч = 1,5Р _max = 1,5 N / ω · r; P_max = N / ω · r,

 

где F_Ш = 0,01 м² - площадь поперечного сечения шатуна;

σ _adm =115 МПа - допускаемое напряжение материала шатуна на растяжение (для углеродистой стали №30 по ГОСТ 1050-74).

Суммарное напряжение, возникающее в опасном сечении шатуна (МПа)

 

МПа (15)

 

где G - сила тяжести шатуна, Н;

m _Ш - единичная масса шатуна на единицу его длины, кг/м;

ω - угловая скорость шатуна в точке А, рад/с;

r - эксцентриситет приводного вала, м;

N - мощность двигателя, Вт;

Р _max - наибольшее усилие в шатуне за 1 оборот приводного вала, Н;

W - момент сопротивления поперечного сечения шатуна, м³.

 < 115МПа.

 

Расчет подвижной щеки

 

Ведут на изгиб как балку с одной стороны закрепленную шарнирно (ось подвеса, эксцентриковый вал), с другой стороны опирающуюся на распорную плиту.

 

Расчетная схема подвижной щеки

 

Усилие Т_max (Н) раскладывают на две составляющие: Т₁ = Т_max·cos γ - нормальную к поверхности щеки; Т₂ = Т_max· sin γ - вдоль щеки; γ = (90 - δ) - (90 - α) = α - δ.

Усилие дробления Q (H) определим из условия равновесия Σ M_C = Q· l ₁ - T₁ l = 0.

 

Q = Т_max · cos (α - δ) · l / l ₁, Н

 

Суммарное напряжение в щеке:

 

 МПа

 

где М_И - изгибающий момент в опасном сечении щеки, Н·м;

W - момент сопротивления щеки, м³;

F _ЩК - площадь поперечного сечения щеки, м²;

Т_max = P _max /2 cos β = 1,5 ·2,7 F _дроб / 2·сos β = 2,03· F _дроб / cos β, МН

 

при β = 84⁰ → cos 84⁰ = 0,1045 Т_max = 2,03/0,1045· F_дроб =19,43 · F_дроб

Т_max = 19,43·0,56 = 10,8 МН;

(F_дроб = 0,835· 0,67 = 0,56 м²).

Q = 7,5· cos 14⁰· 3/2 = 10,9 МН;

γ = (α + β - 90⁰) = 14⁰;= 2· 0,5²/6 = 0,08 м³;

F_ЩК = 2· 4 = 8 м²;

cos γ = 0,967;

sin γ = 0,245.

> 115 МПа.

Условие не выполняется. Следовательно, необходимо изменить либо размеры щеки, либо марку стали с более высоким значением допускаемого напряжения по табл. 1.

 

Таблица 1 - Допускаемые напряжения σ_adm, МПа для углеродистых и низколегированных сталей

Расчётная температура, 0С	Марки сталей по ГОСТ 1050-74
	ВСт3	10	20, 20К	09Г26, 16ГС	10Г2, 09Г2	17ГС, 17Г1С, 10Г2С1
20	140	130	147	183	180	183

 

Расчет станины

 

Выполняют как упругую симметрично нагруженную раму прямоугольной формы, в углах которой при изгибе возникают опорные моменты М₀. Поперечные стенки рассматривают как балки на двух опорах, нагруженные силой Q и моментом М₀. Продольные стенки - как балки нагруженные на концах моментом М₀. За счет жесткости соединения стенок при их изгибе углы поворотов θ₁ и θ₂ одинаковы. Каждый угол равен опорной реакции от фиктивной нагрузки стенки, площади эпюры моментов, деленной на жесткость стенки ЕJ.

Напряжение в поперечной стенке σ₁:

 

, МПа

 

Напряжение в продольной стенке σ₂:

 

МПа

 

где l ₃ и l ₄ - длины стенок станины, м;

I ₁ и I ₂ - моменты инерции стенок, м^4,

W ₁ и W ₂ - моменты сопротивления стенок, м³;

F _ст - площадь поперечного сечения продольной стенки, м²;

Q - усилие дробления, Н.

 

, м⁴

, м⁴

, м³

, Н

 

Станина выполняется в виде цельной массивной стальной конструкции. Она обеспечивает жёсткость всей дробилки при усилиях, возникающих при дроблении прочных материалов в несколько сотен тонн.

Задаёмся длинами поперечной и продольной стенок станины l₃ = 1,6 м;

l₄ = 2,5 м. Тогда:

= 3 м; l₁ =2 м;

F _ст = 1,6· 0,5 = 0,8м²;

.

Для марки стали ВСт3 σ_adm = 140 МПа.

 

Маховик

 

Расчет маховиков состоит в определении их суммарной массы m и диаметра D _м исходя из заданных значений неравномерности их вращения Δ. Принимается Δ = 0,015-0,035. По формуле:

 

Для щековых дробилок η = 0,65 ÷ 0,85. Диаметром маховика (D) можно задаться предварительно с учетом того, чтобы окружная скорость обода маховика не превышала 25-30 м/с.

m= (172,8 0,75)/ (2 3,14² 1² 6³ 0,025⁾=1300 кг

В качестве материала для изготовления шатуна возьмем рекомендуемый материал - чугун СЧ 18-36 ГОСТ 1412-85.

 

Эксцентриковый вал

 

Схема эксцентрикового вала; 1 - эксцентриковый вал; 2,3 - шкив и маховик

 

Эксцентриковый вал щековой дробилки подвергается изгибу и кручению. Если принять при первом приближении, что нагрузка на вал распределяется симметрично, то при режиме дробления максимальные усилия в подшипниковых опорах будут равны Р_ш/2, где Р_ш - усилия, возникающие в эксцентриковом валу при рабочей нагрузке. Усилия изменяются по пульсирующему циклу. Опасными будут сечения в местах изменения диаметра вала.

Напряжение изгиба определяется из выражения

 

σ _и = М_и/0,1d_в³,

где d_в - диаметр вала в сечении. 400 мм

σ _и =172,8 0,2/0,1 0,4³=5400 МПа

Напряжения кручения будут равны:

 

τ =М_кр/0,2 d_в³

М_кр=N/ω

 

М_кр=172.8/6,51=26,6 кНм

τ=26,6/0,2 0,4³=2078 МПа

В качестве материала для изготовления станины берем сталь сталь 40Х по ГОСТ 1050-88.

 

Подшипники

 

Нагрузка на подшипники вала изменяется практически по тому же закону, что и усилие дробления. Так как имеет место неопределенность в характере напряжения, то расчет производится сравнительным методом, используя данные о сроках службы подшипников аналогов проектируемой дробилки.

Срок службы подшипника определяется из выражения:

 

(nh)^0,3=C/Q_эквК_σК_T,

 

где n - число оборотов вала дробилки;- срок службы подшипников;

С - коэффициент работоспособности подшипника;

Q_экв - эквивалентная нагрузка на подшипники;

К_σ -коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки на срой службы подшипника;

К_T - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы.

Срок службы подшипника для щековой дробилки СМД-111А при тяжелых и средних условиях работы дробилки равен 60 месяцев.

Для определения эквивалентной нагрузки;

 

Q_экв =(К_к *R_MAX+ m*A_MAX)*K_Э,

 

где R_MAX-максимальная радиальная нагрузка на подшипник;

A_MAX - максимальная осевая нагрузка;

m - коэффициент, учитывающий неодинаковое влияние радиальной и осевой нагрузки на срок службы подшипника;

К_к - коэффициент, учитывающий зависимость срока службы подшипника от того, какое кольцо вращается относительно вектора нагрузки;

K_Э - коэффициент, учитывающий непостоянство действия максимальной нагрузки.

Для щековых дробилок: К_к=1, К_σ =2, К_Т=1, K_Э=0,1

Выбираем подшипник легкой серии №312. Данные берем из таблиц 9.4.1., 9.4.2., 9.4.3. по ГОСТ 3395-89, ГОСТ 8338-75. Размеры подшипника d=60 мм, D=130 мм, В=31 мм, С₀=48460 Н, С_r=62880 Н, предельная частота вращения при консистентной смазке n=4000 мин^-1.

Для соотношения F_a/C₀=2500/48460=0,052. Находим l=0,25; F_a/VF_r=0,357>l. Следовательно, x=0,56; y=1,76_экв= F_r=(0,56*1*7000+1,76*2500)*1,3*1=100816Н.

Ресурс принятого подшипника, миллионов оборотов

 

L=(C_r/P_r)³=(62880/10816)³=196,5;

L_h=10⁶*L/60 n=10⁶*196,5/60*250=13100 ч. Потребный ресурс L_h=12500 ч.

При заданном ресурсе вероятность безотказной работы несколько выше 90%. Следовательно, подшипник средней серии №312 подходит. Материал для вкладыша подшипника принимаем бронзу Бр. ОЦС 6-6-3.

 

Оттяжные пружины

 

Оттяжные пружины должны предотвращать раскрытие шарниров распорных плит. Усилие, раскрывающее шарниры распорных плит, определяется при кинетостатическом расчете механизма дробилки для положения, соответствующего минимальной разгрузочной щели, т.е. когда подвижная щека приближена к неподвижной.

Усилие оттяжных пружин определяется из соотношения:

 

Р_ПР=n_p*R*l_R/l_ПР,

 

где n_p-коэффициент запаса (1,5-2,0);- составляющая усилия, раскрывающая шарниры распорных плит, действующая на подвижную щеку;_R - плечо силы R относительно оси вращения;

l_пр - плечо силы P_пр относительно оси вращения.

Р_ПР=1,5 63 0,2/0,33=57 кН

Деформация пружин, соответствующая усилию P_пр равна:

_пр=n_s*S_n,

 

где n_s-коэффициент запаса хода (1,5-2,0);

S_n-ход тяги пружины, соответствующий ходу подвижной щеки;_пр=1,5 37,5=56,3 мм.

Жесткость пружины определяется из выражения:

z= Р_ПР/ S_пр

 

z=57/56,3=1Н/мм.

Усилие пружины при максимальной рабочей деформации равно:

 

Р_ПР^max=(S_пр S_n) z.

 

Р_ПР^max=(56,3 37,5) 1=2111 Н

По ГОСТ 13768-86 Пружины винтовые цилиндрические сжатия и растяжения 1 класса, разряда 3 из стали круглого сечения выбираем пружины с максимальной деформацией от 140 до 6000 Н №176. Материал выбираем Сталь 60С2, ГОСТ 2052-65

 

⇐ Предыдущая123Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: