Модернизация щековой дробилки

Для свободного выпадения  материала в виде призмы, необходимо, чтобы  , тогда

Из рисунка 2.2. видно что

где S – ход щеки; - угол захвата (угол между щеками при минимальном расстоянии между ними).

Подставляя, получаем

Для определения угла захвата, воспользуемся условием захвата

где - угол трения дробимого материала о плиту. Для условий Константиновского Динасового завода, при дроблении……… угол захвата равен.

принимаем

Тогда оптимальная угловая  скорость вращения проводного вала равна.

 

Оптимальная частота вращения вала

  .

принимаем 

Производительность щековой  дробилки

  .

где L – рабочая длинна щеки

= 0,25…….0,6 – коэффициент, учитывающий разрыхление материала.   

 

Полученное значение близко к паспортным данным.

Проверка хода подвижной  щеки.

Ход подвижной щеки S (перемещение щеки на уровне разгрузочной щеки) (рис. 2.2.) определяют из условия обязательности разрушения. При этом

;

где - напряжение в наибольшем куске; - относительная деформация       E – модуль продольной упругости; - предел прочности дробильного материала при сжатии; В – ширина приёмного отверстия.

Ход имени  на уровне приёмного отверстия шириной В относится к ходу щеки S на уровне разгрузочной щели радиус L_B подвижной щеки на уровне приёмного отверстия к наибольшему радиусу L₅ щеки, т.е.

Отсюда  , тогда

, откуда

,

где - коэффициент гарантированного дробления наиболее крупного куска ( =1,25…….1,5).

Полученная S близко раннее принятому значению S=20 мм.

2.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭНЕРГОСИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ.

Работа по разрушению твёрдого тела

Максимальное усилие дробления

Исследованиями установлено, что среднее за цикл усилие дробления  значительно меньше

где - коэффициент отношения

Среднюю мощность электродвигателя щековой дробилки определяют по эмпирической формуле, при сложном качении щеки

  .

где Н – высота неподвижной щеки, Р=1000 мм; - эксцентриковый вал.

Проверим полученные значения по методике В. А. Баумана.

Эффективное (максимальное) усилие дробления

 

где q – среднее расчётное давление (по рекомендациям института Механобр), q=3 МПа.

Средняя потребляемая мощность для щековых дробилок со сложным  движением щеки

.

где m – конструктивный параметр, для ЩДС, m=0,5…….0,7

Как видно значения близки

Окончательно принимаем:

Усилие дробления: Максимальное Среднее
Мощность дробилки

 

Для продолжения типовой  нагрузки и возможности пуска  двигателя под завалом принимают  расчётную мощность двигателя.

где =1,3…….1,5 – коэффициент запаса.

Принимаем двигатель МТМ 280910

Тип	Асинхронный с фазовым  ротором
Мощность	Р=45
Частота вращения вала двигателя	=600

 

Для обеспечения равномерной  работы дробилки в периоды холостого  хода и дробления устанавливают  маховики – в первый период накапливается  энергия, а во второй период она расходуется.

Количество энергии, отдаваемой маховиком, равно разности кинетической энергии.

где

- средняя скорость вала двигателя,

- степень неравномерности

Мощность холостого хода

, откуда 

где - КПД.

Так как работы равны, то

, откуда

Необходимый общий момент инерции масс

Так как маховик будет  насаживаться на эксцентриковый вал, то , тогда

  .

2.4.  РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ ЩЕКОВОЙ ДРОБИЛКИ.

Исходные данные:

Передаваемая мощность	P=45 кВт
Частота вращения ведущего шкива
Частота вращения ведомого шкива
Межосевое расстояние принять	мм
Пусковая нагрузка	150% от номинальной
Рабочая нагрузка с незначительными толчками
Работа двухсменная

 

Передаточное отношение  ременной передачи

Расчётная схема клиноременной  передачи показана на рис. 2.3

В качестве расчётного принимаем  сечение ремня В (ГОСТ 1284.1-80).

Имеющий следующие характеристики (рис. 2.4, табл. 2.1.).

По рекомендациям, принимаем  диаметр меньшего шкива  мм.

Определим диаметр большего шкива, принимая коэффициент упругого скольжения , получаем

мм

Рис. 2.3 Схема клиноременной  передачи

 

Рис. 2.4 Ремень клиноременной  передачи

 

 

 

Таблица 2.2. – Размеры  клиноременного ремня

Тип ремня	Обозна-чения сечения	мм	мм	мм	мм	мм2	Предельные  Расчётные длины, мм	мм
Клиновые По ГОСТ 1284.1-80 и 12843-80	0(2) А(А) Б(В) В(С) Г(О) Д(Е) Е	8,5 11 14 19 27 32 42	10 13 17 22 32 38 50	6 8 10,5 13,5 19 23,5 30	2,1 2,8 4,0 4,8 6,9 8,3 11	47 81 138 230 476 692 1170	400…2500 560…4000 800…6300 1800…10600 3150…15000 4500…18000 6300…18000	63 90 125 200 315 500 800	<25 11..70 40..190 110..550 450..2000 1100..4500 >2200
Клиновые узкие по ТУ38-40534-75 и ТУ38-105161-84	УО УA УБ УВ	8,5 11 14 19	10 13 17 22	8 10 13 18	2 2,8 3,5 4,8	56 93 159 278	630…3550 800…4500 1250…8000 2000…8000	63 90 140 224	<150 90..400 300..2000 >1500

 

По ГОСТ 1284-68 принимаем  диаметр шкива для сечения В, м.

Определим скорость сечения  ремня

Значение скорости не выходит  из пределов рекомендуемых скоростей  для рассматриваемого сечения.

Условие соблюдено.

Длинна ремня определяется по формуле

 мм.

Принимаем расчётную длину  ближайшей вычисленной: L=7000 мм.

Так как стандартная и  вычислительная длинна увеличиваются  лишь на 2 мм, межосевое расстояние не уточняем. Натяжение ремня производится перемещением двигателя.

Определим число прогибов ремня.

Угол обхвата по формуле

Коэффициент угла обхвата

Коэффициент скорости

Для данного типа ремня  из справочника, принимаем полезное напряжение , при

Полезное допускаемое  напряжение в заданных условиях по формуле

где - коэффициент динамичности.

Определим число ремней по формуле

шт.

Окончательно принимаем  девять ремней В-2650Т ГОСТ 1284-68.

Определим усилия ведущей  и ведомой ветви ременной передачи:

В ведущей ветви

Н;

В ведомой ветви

Н.

где е – основание натурального логарифма,

- угол скольжения, равный 0,7 от  угла обхвата α;

- коэффициент трения скольжения.

Напряжение в ремне, вызванные  центробежными силами, определяются как в свободно вращающемся маховике,

где =1200 - плотность материала ремня.

Максимальные напряжения в ведущей ветви будут равны

Напряжение в ведомой  ветви

.

Суммарная эпюра напряжений, возникающая в ремне представлена    на рис.2.4.

Расчётная долговечность  по формуле

 часа,

где m - показатель степени (m=8 – для клиновых ремней); - предел выносливости, для клиновых ремней ; - число пробегов в секунду; - коэффициент учитывающий влияние передаточного числа:    при ; - коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки: при постоянной нагрузке , при изменении нагрузки от 0 до расчётной величины .

Рис. 2.4 Суммарная эпюра  напряжений, возникающая в ремне.

Обычно для клиновых ремней общего назначения ч.

Шкивы клиноременной передачи выполняем литыми из чугуна.

Определим размеры шкива (рис. 2.5.).

Для ремня сечением В по рекомендациям ГОСТ 1284-68, принимаем b=22, t=25,5 мм, S=17мм, e=20мм, c=5.4мм,

Ширина шкива

.

Наружный диаметр шкивов

,

.

Посадочный диаметр шкива  принимаем 170 мм.

Длинна ступицы

.

Принято мм.

Для дальнейшего расчёта  вала дробилки необходимо определить силы, действующие на малый шкив. Расчётная схема представлена на (рис. 2.6.)

Угол  в радианах равен

Так как ось клиноременной  передачи наклонена к горизонту  на то это необходимо учесть при определении вертикальной и горизонтальной составляющей давления на вал.

Вертикальная составляющая давления на вал

.

Рис. 2.5. Шкив клиноременной  передачи

Рис. 2.6. Схема сил, действующих  на малый шкив.

Горизонтальная составляющая давления на вал

.

Для проверки полученных результатов, при помощи расчётного модуля КОМПАС-SHAFT 2D, входящего в состав в систему автоматизированного проектирования Компас-3D, был проведён многовариантовый расчёт клиноременной передачи. Бланки отчётов, содержащие расчётные данные, произведены в положении. Анализируя полученные данные, видим, что фактические напряжения и значения коэффициентов запаса лежат в пределах принятых нами.

 

ВЫВОДЫ

В дипломном проекте была рассмотрена щековая дробилка СМД-109 (ЩДС) со сложным движением щеки, находящимся на первом участке дробильно-помольного цеха Красноармейского Динасового завода. Были рассмотрены её недостатки, назначения, конструкция, предоставлены расчёты  клиноременной передачи с несколькими  вариантами для сравнения и достижения таких параметров как долговечность (ресурс на износ ремней), а также  с экономической точки зрения.

При расчёте клиноременной  передачи видим, что коэффициент запаса лежит в норме.

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 2.3.

Проектный расчёт клиноременной  передачи
Исходные данные
Наименование параметра	Ведущий шкив	Ведомый шкив
Предварительное передаточное отношение	2,744
Предварительное межцентровое расстояние, мм	1500
Передаваемая мощность, кВт	45
Частота вращения ведущего шкива, об/мин	590
Коэффициент динамичности нагрузки и режима работы	1,5
Тип ремня	кордшнуровой
Определяемые параметры
Диаметр шкива, мм	355.000	1000.000
Действительное передаточное отношение	2,845
Действительное межцентровое расстояние, мм	1140,000
Обозначения ремня	D ГОСТ 1284.1-89
Длинна ремня, мм	4500,000
Количество ремней	4
Окружная скорость, м/с	10,967	10,857
Угол профиля канавок  шкива, мм
Наружный диаметр шкива, мм	371,200	1016,200
Глубина канавок шкива, мм	28,000	28,000
Ширина канавки по наружному  диаметру шкива, мм	32,300	32,900
Расстояние между канавками  шкива, мм	37,000	37,000
Расстояние от торца шкива  до середины крайней канавки, мм	24,000	24,000
Ширина шкива, мм	159,000	159,000
Расчёт на выносливость
Расчётное напряжение, МПа	3,440
Допускаемое напряжение, МПа	4,038
Коэффициент запаса	1,174