4.8. Оттяжные пружины

Рис. 4.8. Схема оттяжной 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);

R- составляющая усилия, раскрывающая шарниры распорных плит, действующая на подвижную щеку;

l_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=57кН

Деформация пружин, соответствующая усилию P_пр равна:

S_пр=n_s*S_n,

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

S_n-ход тяги пружины, соответствующий ходу подвижной щеки;

S_пр=1,5 37,5=56,3мм.

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

4.9. Предохранительные устройства

Рис. 4.9. Схема пружинного предохранительного устройства

На практике используется большое количество предохраняющих устройств. Рассмотрим устройство, смонтированное на шкиве маховика дробилки, как наиболее распространенное из существующих типов предохранителей.

М_РАСЧ= β*М_С,

где М_РАСЧ - расчетный момент, передаваемый приводной муфтой;

β-коэффициент запаса сцепления,β=1,5;

М_С- момент сил сопротивления на валу дробилки.

Величина М_С определяется по установленной мощности электродвигателя дробилки. Для электродвигателя АК2-92-4 М_С=90кНм.

М_РАСЧ=1,5 75=135 кНм.

Усилие пружин фрикционных дисков предохранителей муфт определяется по величине расчетного момента:

Р_ПР=2* М_РАСЧ/D_ср*f*z,

где D_ср- средний диаметр рабочей части дисков;

D_ср=(32М/π[σ])^1/3= (32 135 1000/3,14 590)^1/3=28,6 мм

f- коэффициент трения;

z- число пар трущихся поверхностей;

Р_ПР=2 135/28,6 0,001 1,5 4=157,3 кН

4.10. Уравновешивание сил инерции

кинематического механизма дробилки

Рис. 4.10. Схема противовеса

Силы инерции механизма дробилки уравновешиваются при помощи противовесов, которые обычно устанавливаются на ободе маховика.

Наиболее целесообразной формой противовеса, отливаемого на ободе шкива и маховика или крепящегося к ним болтами, является круговой сегмент.

Для определения конструктивных размеров противовеса в виде кругового сегмента используется зависимость:

sinφ/2=(38,548/ Р_ПР) (1,02 P_ин/ S_пр ρ n²), град

где φ- центральный угол кругового сегмента;

Р_ПР- радиус сегмента (внутренний радиус обода маховика, к которому крепится противовес, м);

P_ин- сила инерции, которую должны развивать противовесы;

S_пр- толщина противовеса,м;

ρ- плотность материала противовеса, кг/м³;

n- число оборотов маховика, с^-1.

Значения неуравновешенных сил инерции сравниваются с максимально допустимыми для дробилок с простым качанием щеки Р^max_ин=0,12G, где G-общая масса дробилки.

Sin(φ/2)=(38,548/157,3) (1,02 0,12 70000/0,3 7700 0,06)=0,55,

Тогда центральный угол кругового сегмента 66°