Кириленко. Розрахунки щокової дробарки
.pdf
50
де С – коефіцієнт пропорційності для ременів нормального перетину,
С=(3…5); |
|
|
d1 (3...5) 3 |
430 103 |
(227...377) мм. |
Приймаємо діаметр приводного (малого) шківа рівним d1=355 мм.
Діаметр ведомого шківа:
d2 d1 U (1 ε ) , мм, |
(4.16) |
де – відносне ковзання паса, для пасових передач із регульованим натягом паса приймаємо =0,01.
d 2 355 3,5 (1 0,01) 1230 мм.
Приймаемо d2=1250 мм.
Уточнення передатного числа знаходемо з виразу:
U |
|
d2 |
; |
(4.17) |
|
||||
Ф |
|
d1 |
U1250 3,521 .
Ф355
Відхилення передатного числа від номінального знаходемо з формули:
U |
(UФ |
U ) |
100% |
5% ; |
(4.18) |
|
|
U
U (3,521 3,5) 100% 0,6 5% . 3,5
51
Відхилення передатного числа в межах допустимого значення, умову виконано.
Попереднє значення міжосьової відстані відкритої передачі розраховуємо в діапазоні:
аmin |
0,55 (d1 d2 ) T0 , мм; |
(4.19) |
аmаа |
(1...2) (d1 d 2 ) , мм, |
(4.20) |
де Т0 – висота перетину паса, Т0=13,5 мм.
аmin 0,55 (355 1250) 14 897 мм;
аmаа (1...2) (355 1250) (1605...3210) мм.
Приймаємо а=2000 мм.
Довжину паса (без обліку припуску на з'єднання кінців) знаходемо з формули:
|
(d d )2 |
|
|
|
||
LP 2 a 0,5 π (d1 d2 ) |
1 |
2 |
, мм; |
(4.21) |
||
|
|
|||||
4 |
a |
|||||
|
|
|
|
|||
LP 2 2000 0,5 3,14 (355 1250) |
(1250 355)2 |
6620 |
мм. |
|||
4 2000 |
|
|||||
|
|
|
|
|||
Отриману розрахункову довжину паса LР округляємо до найближчого стандартного значення, а потім уточнюємо міжосьову відстань.
Приймаємо довжину паса зі стандартного ряду LP=6700 мм.
Уточнену (дійсну) міжосьову відстань знаходемо з виразу:
|
|
|
52 |
|
ау 0,125 [2 LP ω |
[2 L ω 2] 8 у ], мм, |
(4.22) |
|
|
P |
|
де |
(d |
1 d 2 ), мм; |
(4.23) |
|
3,14 (355 1250) 5039,7 мм; |
|
|
|
у (d 2 d1 ) 2 , мм2; |
(4.24) |
|
|
у (1250 355)2 801025 мм2. |
|
|
Уточнена (дійсна) міжосьова відстань:
ау 0,125 [2 6700 5039,7 [2 6700 5039,7]2 8 801025] 2041 мм.
Кут охоплення меньшого шківа знаходемо з формули:
ϕ 1800 |
570 d2 d1 |
1200 , |
(4.25) |
||||
|
|
|
|
ay |
|
|
|
ϕ 1800 |
57 |
1250 355 |
|
1550 |
1200 . |
||
|
|
||||||
|
|
2041 |
|
|
|
||
Кут охоплення в межах допустимих значень.
Вибираємо клиновий пас перетином С(В) з довжиною LP=6700 мм із кордшнуром у несучому шарі.
Пас С(В)–6700 IV ГОСТ 1284.1 – 89[12].
Колову швидкість паса знаходемо з формули:
V |
π d1 n1 |
, м/с; |
(4.26) |
|
60 |
||||
|
||||
|
|
|
53
V 3,14 0,355 1000 18,57 |
м/с. |
60 |
|
Число пасів, яке необхідні для передачі необхідної потужності:
Z |
P CP |
|
P CP |
, |
(4.27) |
|
P0 CL Cα CZ |
||||
|
[P] |
|
|
||
де Р0 – потужність, що допускається для передачі одним пасом, кВт;
Р0 =14,8 кВт [3];
СL – коефіцієнт, що враховує вплив довжини паса, С L =1,04 [13];
С P |
– коефіцієнт режиму роботи, С P =1,6 [13]; |
|||
C |
– коефіцієнт, що враховує кут охоплення малого шківа, |
|||
C =0,93 [13]; |
|
|
||
CZ |
– коефіцієнт, що враховує число пасів у передачі, CZ =0,85 [13]. |
|||
|
Z |
|
45 1,6 |
7,88 (пасів). |
|
|
11,1 1,04 0,93 0,85 |
||
|
|
|
|
|
Приймаємо Z=8 пасів.
Остаточно приймаємо пас С(В)–6700 IV ГОСТ 1284.1 – 89.
Попередній натяг кожної гілки клинового паса знаходимо за формулою:
F |
850 P1 CP |
CL |
θ V 2 |
, Н, |
(4.28) |
|
|
||||
0 |
Z V Cα |
|
|
||
|
|
|
|
|
де – коефіцієнт, що враховує вплив центобіжних сил, приймається в залежності від типу перетина паса, при пасі типу С(В) приймаємо =0,3.
F |
850 45 1,6 1,04 |
0,3 18,572 |
560Н . |
||
0 |
8 |
18,57 |
0,93 |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
54 |
Силу, що діє на вал від пасової передачі знаходимо за формулою: |
|
|||
S |
2 F Z sin α , Н; |
(4.29) |
||
B |
0 |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
SB 2 560 8 sin 1550 8750 Н. 2
4.2.3 Розрахунки навантажень, що діють на елементи щокової дробарки
Вихідні дані: |
|
Потужність електропривода |
Р=45 кВт. |
Кут захоплення |
200 . |
Частота обертання ексцентрикового вала |
n 5,15с 1 . |
Рух щоки в розвантажувальному отворі |
SH=0,011 м. |
Ексцентриситет вала |
r=12 мм=0,012м. |
ККД дробарки |
η=0,85. |
Кут між розпірною плитою та |
|
горизонтальною площиною |
200 . |
Визначення зусилля дроблення Q проводиться з вираження роботи дроблення:
2 A
РР SCP .
Однак за експериментальними даними уточнене значення максимального зусилля визначається з виразу:
|
4,1 Р η |
|
|
||||
РР |
|
, кН. |
(4.30) |
||||
|
|
|
|
||||
n (S H |
|
2 е) cosα |
|||||
|
|
|
|||||
55
Підставив відомі значення, отримаємо:
РР |
4,1 45 0,85 |
926 кН. |
5,15 (0,011 2 0,012) cos 200 |
Для запобігання неправильного спрацьовування запобіжних пристроїв, на випадок попадання не дроблених тіл, отримане значення рекомендується збільшити в 1,5 рази, тому остаточно вираження для максимального зусилля можна записати:
РР max 1,5 РР 1,5 926 1389 кН.
Найбільше зусилля, що діє по розпірній плиті в ЩДС розраховують з виразу:
Т max |
|
Р |
Р max |
, кН, |
(4.31) |
|
|
|
|
2 cos( )
де β – кут між розпірною плитою та горизонтальною площиною, β=200;
Т max |
|
|
1389 |
|
|
907 кН . |
|
|
|
|
|||
|
cos(200 |
20 |
0 ) |
|||
|
2 |
|
||||
Зусилля, що діє уздовж рухливої щоки на ексцентриковий вал, визначають по формулі та використовується для розрахунків ексцентрикового вала на розтягування.
РЩ max Тmax sin( ), |
(4.32) |
Р Щ max 907 sin(200 200 ) 583 кН .
56
1 – щока нерухома; 2 – щока рухома; 3 – вал ексцентриковий; 4 – опорна плита.
Рисунок 4.3 – Схема до розрахунків навантажень, що діють на елементи щокової дробарки
4.3 Розрахунок ексцентрикового валу
Ексцентриковий вал розраховують на одночасну дію від моменту вигину та
кручення вала в небезпечних перетинах. |
|
|
|
|
|
Вихідні дані до розрахунку: |
|
|
|
|
|
– вага маховика |
GM=2050 кг=20500 Н=20,5 кН; |
||||
– зусилля в шатуні |
P' |
PЩ max |
|
583 |
291,5 кН; |
|
|
||||
|
2 |
2 |
|
||
– зусилля від пасової передачі |
SB=8750 H=8,75 кН; |
||||
– плечі сил |
l1=368 мм; l2=260 мм; l3=428 мм; |
||||
крутний момент на валу ексцентрикового вала М 2 1445 Н·м;
57
Рисунок 4.4 – Схема навантаження ексцентрикового валу
L 2 l2 l3 2 260 428 948 мм.
Визначимо значення реакцій опор RA та RВ використовуючи розрахункову схему (рисунок 4.4) та вихідні дані до розрахунку.
M A 0;
Р l2 Р (l2 l3 ) RB (2 l2 l3 ) GM (l1 2 l2 l3 ) SB (l1 2 l2 l3 ) GM l10;
RB |
Р l2 Р (l2 l3 ) GM (l1 L) SB (l1 L) GM l1 |
; |
|
|||
|
L |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
R |
|
|
|
291,5 260 291,5 (260 428) 20,5 (368 948) 8,75 (368 948) 20,5 368 |
|
|
|
B |
|
948 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
=324 кН
RВ=324 кН.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
58 |
M В |
0 ; |
|
|
|
|
|
|
|||
G M (l1 2 l 2 |
l3 ) R А ( 2 l 2 l3 ) Р (l 2 l3 ) Р l 2 |
G M l1 S B l1 |
0 ; |
|||||||
R А |
G M (l1 L ) Р (l 2 l3 ) Р l 2 G M |
l1 S B l1 |
; |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|||||
|
L |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
R |
|
|
20,5 (368 948) 291,5 (260 428) 291,5 260 20,5 368 8,75 368 |
308,75 кН |
|
|||||
А |
|
|
||||||||
|
|
|
|
948 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
RA=308,75 кН.
Перевірка:
GM RА Р Р RВ GM SB 0;
20,5 308,75 291,5 291,5 324 20,5 8,75 0.
Проведемо розрахунок моментів вигину по небезпечним перетинам
(рисунок 4.5).
Згинаючі моменти по небезпечним перетинам претин І
МВ GM l1 ;
МВ 20,5 0,368 7,544 кН·м;
претин ІІ
МВ GM (l1 l2 ) RA l2 ;
МВ 20,5 (0,368 0,26) 308,75 0,26 67,4 кН·м;
претин ІІІ
59
МВ GM (l1 l2 l3 ) RA (l2 l3 ) Р l3 ;
М В 20,5 (0,368 0,26 0,428) 308,75 (0,26 0,428) 291,5 0,428 66 кН·м;
претин ІІІ
МВ GM (l1 l2 ) SB (l1 l2 ) RB l2 ;
М В 20,5 (0,368 0,260) 8,75 (0,368 0,26) 324 0,26 66 кН·м;
претин ІV
МВ SB l1 GM l1;
МВ 8,75 0,368 20,5 0,368 10,764 кН·м.
Згідно отриманим значенням креслимо епюри згинальних і крутних моментів (рисунок 4.5).
Умова міцності згідно з четвертою теорією міцності:
σ Е 
σ 2В 3 τ КР2 [σ ] , МПа, (4.33)
де σВ – напруження вигину вала; τКР – напруження кручення вала;
[σ] – максимально допустиме напруження матеріалу валу (відповідно
до межі плинності), для сталі 40Х:
σ |
σ ДОП |
|
σ Т |
|
540 |
104 МПа, |
|
|
|
n |
|||||
|
n |
|
5 |
|
|||