2.За наданими початковими даними визначаємо:

• ступінь подрібнення і

і= d_П/ d_К і=0,03/0,004=7,5

• Робочу довжину валка L_P

L_Р ≈ 0,9L L_Р=0,9*0,4=0,36м

• Максимальну частоту обертання валка n_max

• Приймаємо дійсну частоту валка n Практично з метою зменшення зношування бандажів приймаємо частоту обертання валків

n = (0,4…0,7)n_max. n = (0,4…0,7)*15,2=6,08…10,64 об/с

Звичайно колова швидкість валків становить  = Dn = 3…6 м/с.

=3,14*0,6*6=11,3м/с

• Продуктивність дробилки Q

Q=1025*3014*0,6*0,54*0,004*800*6*0,3=7,32об/с

• Зусилля, що діють на вал Р

Умова захоплення шматка матеріалу в даній дробилці: кут захоплення повинен бути більший, ніж подвійний кут тертя  ≤ 2. Діаметр D валка находять з геометричних міркувань. Вважаючи, що діаметр d_П початкового шматка матеріалу відомий (тобто заданий), а ширина щілини між валками дорівнює діаметру d_К кінцевого шматка матеріалу, з трикутника АВС отримаємо:

Будемо вважати ,що =х

0,315*х=0,302

arcos 0.9587=16.5; α=33^о

.,

Р=0,25*1,5*0,6*0,36*0,576*0,3=0,014 мн

Сумарне зусилля пружин приймаємо Р₀ = (1,2…1,3) Р₀= 0,017…0,018 МН. За ним розраховуємо на міцність вали, опори, пружини.

• Потужність, що витрачається на подрібнення

N_ДР = fР₀Dn,

N_ДР = 3,14*0,32*0,018*0,6* =6,5кВт

З таблиць приймаємо до встановлення електродвигуни потужністю 11 кВт.

3.Вибирається частота обертання валу електродвигуна.

З таблиці 1 (Додаток В) вибираємо двигун з частотою обертання вала 1000 об/хв.

4.Визначається передавальне число клиноремінної передачі.

Передавальне число клиноремінної передачі повинно знаходитися в межах 3 < и_РЕМ < 5.

и_РЕМ = n_ДВ/ n

и_РЕМ = 1000/(6·60) = 2,78.

5.Виконується розрахунок клиноремінної передачі.

Знайдемо потужність з урахуванням ккд приводу:

N_p=N_двη

N_p = 11 ^. 0,98 = 10,78 кВт.

Вибираємо перетин клинового ременя (табл. 2, Додаток В). Попередньо визначаємо кутову швидкість і номінальний обертаючий момент М₁ ведучого вала:

, с^-1

₁ = 3,14  1000 / 30 = 104,667 с^-1.

М₁ = N_р / ₁,

М₁ = 107800 / 104,667 = 1029,933 Н /м.

При такому значення М₁ обираємо перетин Г ременя з площею поперечного перерізу F = 476 мм². Мінімальне значення діметру D_min = 315 мм. Однак для забезпечення більшої довговічності ременя приймаємо на один номер більше (з ряду в Додатку В).

D₁ = 335 мм.

Знаходимо діаметр D₂ більшого шківа, прийнявши відносне ковзання ε = 0,015:

D₂ = и_РЕМ D₁(1– ε)

D₂ = 2,78 ^. 335 (1– 0,015) = 917,33 мм.

Приймаємо найближче стандартне значення D₂ = 900 мм .

Уточнюємо передавальне відношення u _рем з урахуванням ε:

и_РЕМ = D₂ / (D₁(1– ε))

и_РЕМ = 900/ (335 (1– 0.015)) = 2,7.

Перераховуємо

n₂ = n₁ / и_РЕМ = 1000/2,7=370,37 об/хв,

Отже, приймаємо D₁= 335 мм; D₂ = 900 мм.

Визначаємо міжосьову відстань a

a_min = 0,55(D₁ + D₂) + h,

a_max = 2(D₁+D₂)

Вибираємо її в інтервалі:

a_min = 0,55(335 + 900) + 19 = 698,25 мм,

a_max = 2(335 + 900) = 2470 мм.

Приймаємо близьке до середнього значення a = 1600 мм.

Розрахункова довжина паса визначається за формулою:

Найближча до стандарту (Додаток В) довжина L = 5000 мм.

D_СР = 0,5(D₁ + D₂) =0,5(335+900)= 617,5 мм.

Визначаємо нове значення а з урахуванням стандартної довжини L за формулою:

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення а на 0,01 L для того, щоб полегшити надягання пасів на шків; для збільшення натягу пасів необхідно передбачити можливість збільшення а на 0.025L; необхідні переміщення складуть у меншу сторону 0,01 ^. 5000 = 50 мм, у більшу 0,025^.5000 = 125 мм.

Кут охоплення меншого шківа

₁ = 180 – 60 (900 – 335)/1503,99 = 157,46⁰ .

Швидкість

υ = 0,5ω₁D₁

υ = 0,5 ^. 104,667 ^. 335 ^.10^-3 = 17,532 м/с

Знаходимо величину окружного зусилля р_о (табл.4, Додаток В), яке передається одним клиновим пасом перетину Г при D ₁ = 335 мм і υ = 17,532 м/с .

р_о= 990 Н.

Колове зусилля, що допускається, на один пас

[p] = р_оC_αC_LC_p

тут C_α=1– 0,003(180 – α₁) =1 – 0,003(180 – 157,46) = 0,93.

Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя C_L= 1.

Коефіцієнт режиму роботи при заданих вище умовах C_p=1.

Отже,

[p] = 990^.0,93 = 920,7 Н.

Визначаємо колове зусилля

P = N/υ.

P = 129,36 ^.10³/17,532 = 7378,648 H.

Розрахункове число пасів

Z = P / [p]

Z = 614,875 / 920,7 = 0,667.

Приймаємо кількість пасів Z = 1.

Визначаємо зусилля в пасовій передачі, прийнявши напругу від попереднього натягу σ_o= 1,6 Н/мм².

Попередній натяг кожної галузі паса

S_o = σ_oF

S_o = 1,6 ^. 476 = 761,6 H.

Робочий натяг ведучої галузі

S₁= S_o+P/(2Z)

S₁ = 761,6 + 614,875/(2  1) = 1069,037 H,

Робочий натяг відомої галузі

S₂ = S_o – P / (2 Z) =761,6-614,875/2= 454,162 H.

Зусилля на вали

Q = 2 S_o Z sin(α₁/2)

Q = 2^. 761,6 ^. 1^. sin(157,46/2) = 1493,828 H.

Менший шків клиноремінної передачі виконують дисковим, а більший – із спицями. Матеріал шківів — чавун СЧ 15-32, сталь 25 Л. Шорсткість робочих поверхонь Ra ≤ 2,5 мкм.

Профіль клинового пасу та канавки для ременя нормального перетину Г

y₀ = 6,9 мм; b = 32 мм; h = 19 мм; b_p = 27 мм; c = 8,1 мм; s = 24 мм; t = 37 мм; e = 20 мм.