Методичка (Петров-Солдатенко). 8 семестр

51

де Рmax - максимальне зусилля в вальцьовий парі (Рmax = Рпит ∙ L, де Рпит питоме зусилля, Рпит = 20 н/мм, L - довжина вальця),

α - кут захоплювання продукту.

Момент опору в підшипниках кочення вальців

Mт = (Рmax + Gв)∙f∙d∙(1 + 1/(ηмп∙i)),

де Gв - вага валка,

f - наведений коефіцієнт тертя в підшипниках, d - середній діаметр підшипника,

ηмп - ккд міжвальцьової передачі,

i - передавальне відношення міжвальцьової передачі.

14.4.Висновок з розрахунку.

15.ПЛЮЩИЛЬНИЙ ВЕРСТАТ

15.1. Мета і завдання розрахунку.

Отримання даних для розробки конструкції робочих органів і приводного пристрою плющильного верстата.

15.2.Схема розрахунку.

15.3.Розрахунок.

Виходячи з заданої продуктивності плющильного верстата можливо знайти довжину його вальців

L = (Q + 11,56)/0,017, мм,

де Q – продуктивність плющильного верстата, тон/годину. Розраховану величину довжини вальця округлюють до найближчої з

ряду 500, 600, 800, 1000 мм. Для отримання високоякісних пластівців діаметр вальців повинен бути не менше ніж 500 мм.

Розрахунок живильного механізму можливо виконати за методикою викладеною в розрахунках вальцевого верстата.

Розглянемо процес який відбувається в робочій зоні. Спочатку знайдем усереднений діаметр частинок продукту

d = 3√(9·l·b·c/8), м,

де l, b, c – усереднені довжина, ширина і товщина зерна. Розрахуємо кут захвату зернівки робочими вальцями

α = acos((D+b)/(D+d)), град, де D – діаметр вальця, м,

b – робочий зазор між вальцями, м. Граничне значення кута захвату

α = arctgφ, град,

де φ – кут тертя між часткою і матеріалом вальця.

Мінімально допустимий діаметр вальців за умовами захоплення

Dmin = (d · cosφ - b)/(1 - cosφ), м, де d - діаметр початкової частинки, м,

b - робочий міжвальцьовий зазор, м ,

φ - кут тертя продукту об матеріал вальців, град.

Час проходження зерном зони деформації

52

Τ = 2 · (2R + b) · tg α / (vш + vп·), с, де R - радіус вальців, м,

b - робочий зазор між валками, м; vш - швидкість швидкого вальця, м/с;

vп - швидкість повільного вальця, м/с.

У плющильному верстаті, передавальне відношення між вальцями становить i = 1. В деяких випадках швидкість одного з вальців виконують на 2 … 6 % меньше, для збільшенню зусилль зсуву. Це приводить до зменшення коефіцієнта відновлення і зберіганню товщини пластівців. У сучасних конструкціях плющильних верстатів привід виконують индивідуально для кожного вальця, щоб не встроювати міжвальцьову передачу.

З огляду сучасних конструкцій плющильних верстатів можливо вивести, що питома потужність на один міліметр довжини вальця для цієї групи технологічного обладнання складає q = 0,057 кВт/мм. Тоді знайдем приблизно потужність електродвигуна для проектуємого обладнання

N = q∙ L, кВт.

По знайденій потужності розраховують пасову передачу між електродвигуном і вальцем плющильного верстата.

Потужність, електродвигуна можливо знайти точніше

N = (Mи + Mт)∙ω/(η∙ iпп), Вт,

де Mи - момент опору при деформації продукту, Нм, Mт - момент опору при терті в підшипниках, Нм,

ω - середня кутова швидкість обертання вальців, с-1, η - ККД приводу,

iпп – передатне відношення пасової передачі.

Момент опору при розплющуванні продукта можливо знайти

Mи = Рmax∙D∙Sinα/2, Нм,

де Рmax - максимальне зусилля в вальцьовий парі (Рmax = Рпит ∙ L, де Рпит - питоме зусилля, Рпит = 250 … 350 Н/мм, L - довжина вальця, мм),

α - кут захоплювання продукту, град.

Момент опору в підшипниках кочення вальців

Mт = (Рmax + mв∙g)∙f∙d/2, Нм,

де mв - маса вальця,

f - наведений коефіцієнт тертя в підшипниках, d - середній діаметр підшипника.

Розрахунок прогину вальців. Спрощена схема завантаження вальця зусиллями представлена на рис. 15.2. Розпірне зусилля між валками представимо у вигляді рівномірно розподіленого навантаження q. Стріла прогину по середині вальця буде складатися з двох складових

f = fи + fп , де fи – прогин від згинального моменту, м,

fп – прогин від сили, що перерізує, м. Стріла прогину від згинального моменту

53

fи = (P/384∙E∙Jб)∙(8∙a3 – 4ab2 + b3 + 64c3∙(Jб/Jш-1)), м, де E – модуль пружності першого роду матеріалу вальця, н/м2, a, b, c - розміри по рис. 15.2 в м,

Jб - момент інерції бочки вальця, м4,

Jш - момент інерції шийки вальця, м4, P – розпірне зусилля, Н.

Стріла прогину від сили, що перерізує

fп = (P/4∙G∙Fб)∙(a – b/2 + 2c∙(Fб/Fш-1)), м, де G – модуль пружності при зсуві матеріалу вальца, н/м2, Fб – площа поперечного перерізу бочки вальца, м2,

Fш – площа поперечного перерізу шийки вальця, м2, Критична швидкість обертання вальця

nкр = 300∙√(1/f), об/хв.

Тепловий розрахунок вальців. При роботі плющильного верстата вальці нагріваються. Для охолодження використовують подачу води в обидва вальця. Необхідно розрахувати кількість води необхідну для відбору тепла, що виділяється в процесі розмолу. Тепловий баланс для плющильного верстата, можливо записати у вигляді

GпCпtп1 + GвCвtв1 + Qпи = GпCпtп2 + GвCвtв2 + Qпт,

де Gп – кількість продукту, що надходить в плющильний верстат, кг, Gв – кількість води, що надходить в валець, кг,

Cп, Cв – питомі теплоємності продукту і води, дж/кг*К,

tп1, tп2 – температура продукту на вході і на виході з плющильного верстата, °C,

tв1, tв2 – температура води на вході і на виході з вальців, °C,

Qпи – кількість теплоти, що виділяється при подрібненні продукту, Вт, Qпт – кількість теплоти, розсіяної в просторі, Вт.

Тому кількість теплоти, яку відбирає вода можна записати

GвCв∙(tв2 - tв1) = GпCп∙(tп2 – tп1) + Qпт - Qпи . Різницею температур зазвичай задаються (tв2 - tв1) = 5 – 40º С.

Кількість теплоти, що виділяється при подрібненні дорівнює середньої потужності, яка споживається парою вальців. Потужність, яка споживається парою вальців знайдена в раніше виконаному розрахунку потужності для приводу плющильного верстата.

16.МОЛОТКОВА ДРОБАРКА

16.1.Мета і завдання розрахунку

Отримання даних для розробки конструкції робочих органів і приводного пристрою молоткової дробарки. Обчислення геометричних розмірів, вибір функціональної схеми.

16.2. Дані для розрахунку

Пт - продуктивність теоретична, кг/годину; D - діаметр початкової частинки, м;

d - діаметр подрібненої частинки, м; m - маса початкової частинки, кг;

54

γ - об'ємна маса продукту, кг/м3;

F - середня сила опору руйнуванню частинки, Н; tр - тривалість удару молотка по частинці, с.

16.3.Схема розрахунку

16.4.Розрахунок

Ступінь подрібнення часток продукту і = D/d, де D - діаметр початкової частинки, м;

d - діаметр подрібненої частинки, м. Мінімальна швидкість руху молотків

vмін = F ∙ tр/m,

де F - середня сила опору руйнуванню частинки, Н; tр - тривалість удару молотка по частинці, с.

m - маса початкової частинки, кг. Робоча швидкість руху молотків

v = vмін ∙ k,

де k – коефіцієнт запасу.

При з'єднанні валу дробарки з електродвигуном через муфту необхідно враховуючи частоту обертання електродвигуна nдв (об/хв) уточнити радіус найбільш віддалених точок молотка від осі обертання ротора

R = 30v/πnдв, м

Уточнена швидкість руху кінців молотків v = πnдвR /30, м/с.

Якщо конструктивно задаються максимальним радіусом молотків, то необхідна частота обертання ротора

nр = 30∙v/(π∙R), об/хв.

Довжину ротора дробарки можливо визначити за формулою Lp = 30∙Пт/(4∙k1∙π∙γ∙R2∙nр), м,

де k1 - емпіричний коефіцієнт, k1 = 1,3∙10-4 – 1,7∙10-4 при діаметрі отворів сита до 3 мм і k1 = 1,3∙10-4 – 5,25∙10-4 при діаметрі отворів сита від 3 до 10 мм.

Величина зазору між молотком і ситом bc = 2∙d, м. Відцентрова сила інерції молотка

Pи = π2mмnр2Rm/302, Н.

Діаметр осі підвісу молотків визначимо з умов її роботи як двохопорної балки на вигин

do' = 1,36∙3√ (Pиδ/[σ]и), м,

де [σ]и – допустиме напруження вигину для матеріалу осі. Уточнюємо розмір do', відповідно низки нормальних розмірів, до

розміру do.

Відстань від осі підвісу до центру ваги молотка з одним отвором с = (а2 + в2)/6а, м.

Приймаючи, що точка докладання удару знаходиться на кінці молотка, отримаємо відстань від осі отвору молотка до його робочого кінця

55

l = с + 0,5а, м.

Радіус кола, на якій розташовані центри підвісу молотків

Rм = R – l, м. Напругу, що виникає у перерізі 1-1

σ1-1 = Pи/((в - do)δ), Па,

необхідно порівняти з допускаємою для даної марки сталі. Дотичні напруження в перетинах 2-2 і 3-3

τ = Pи/δ(а – с - do), Па,

необхідно порівняти з допускаємими дотичними напруженнями. Напруження зминання

σсм = Pи/(doδ), Па, порівнюють з допускаємими.

Товщина диска

δд' = Pи/(do[σ]см), м.

Отримане значення округлюють до розмірів листового матеріалу δд. Число молотків розташованих в одному ряду по довжині ротора дробарки

рм = В - δд/(δ + δд + δз), де δз - зазор між диском і молотком (δз = 0,001м).

Число дисків

δд = рм + 1. Мінімальний розмір перемички

hmin' = δ[τ]/0,5Pи, м, де [τ] – допустимі напруження зрізу, кг/м2.

Розмір перемички округлюють hmin ≈ hmin'. Зовнішній радіус диска

Rд' = R – l + 0,5do' + hmin, м.

Після округлення приймаємо Rд. Діаметр вала ротора в небезпечному перерізі

dв = 0,052∙3√(30N/πnр).

Діаметр вала

dв.р' = 1,2jdв, м, де j - число ступенів діаметрів вала.

Конструктивно приймаємо dв.р. Окружна напруга в обертовому диску

σ1 = ρ(πn/30)2[0,825Rд2 + 0,175(dв.р/2)2], Па,

Окружна напруга від сил інерції молотків в диску на центральному отворі

σ2 = Pи(R-l)zo/[πδд[(R-l)2 - dв.р2]], Па, де zo - число отворів в диску.

Сумарна напруга на твірній центрального отвору диска

σc = σ1 + σ2 ,

яку порівнюють з допускаємою для матеріалу диска [σ].

Розрахунок потужності двигуна ведуть для умов подрібнення зернових продуктів, без урахування тертя дисків об повітря.

Потужність необхідна для подрібнення

N = 3,6k1k2ρ(2R)2Bn/60, кВт,

56

де k1 - емпіричний коефіцієнт (див. раніше),

k2 - емпіричний коефіцієнт, k2 = 6,4 - 10,5, менше значення приймають при грубому помелі, більше, при тонкому.

За отриманого значення N вибирають електродвигун (з огляду на раніше прийняту частоту обертання ротора), і перевіряють його пусковий

де t - час розгону ротора (t = 3 – 5 с).

При недотриманні нерівності /*/ підбирають інший електродвигун з більшим пусковим моментом Мп.

16.5. Висновок з розрахунку

У результаті розрахунку визначено основні розміри ротора та інших елементів молоткової дробарки. Підібрано електродвигун.

17. РОЗСІВ 17.1. Технологічний розрахунок 17.1.1. Мета і завдання розрахунку

Отримання даних для розробки конструкції робочих органів і приводного пристрою розсіву. Обчислення геометричних розмірів сит, визначення маси ситового корпусу і балансирів, а також необхідних їх геометричних розмірів.

17.1.2. Схема розрахунку 17.1.3. Дані для розрахунку

Q - продуктивність розсіву, кг/с; qp - питоме навантаження на одиницю площі, кг/м2·с; γ - об'ємна маса продукту, кг/м3; f - коефіцієнт тертя продуктів подрібнення о робочу поверхню сита; ρ - радіус траєкторії руху ситових корпусів; Кш - кількість шаф розсіву, шт; Rн - зовнішній радіус вантажів-балансирів, м.

17.1.4. Умови розрахунку

Приймаємо функціональну схему розсіву, яка складається з Кс встановлених одне над іншим сит, з'єднаних відповідно з призначенням розсіву і технологічними параметрами ситової тканини, що дозволяє отримати необхідні вилучення (П1, П2, П3 за схемою № 3 на рис. 17.1а), що задаються режимом технологічного процесу сепарування продуктів подрібнення зерна в розмельного відділенні.

17.1.5. Розрахунок

За заданої продуктивності Q і питомого навантаження qр визначають загальну величину ситової поверхні

S0 = Q/qр, і обчислюють площу сита однієї рами

Sc = S0/Кш·Кс,

де Кш – прийняте число шаф або окремих секцій;

57

Кс – число сит за прийнятою функціональною схемою в одній шафі або секції.

Використовуючи можливе співвідношення між розмірами сита L = a · B, де коефіцієнт а = 1 ... 3, обчислюють

ширину сита В = √(Sc/а); довжину сита L = a·B.

Рух сита по замкнутій кругової траєкторії з радіусом ρ в переносному русі викликає переміщення частинок по круговій траєкторії з радіусом r0 щодо поверхні сита, а додавання двох кругових траєкторій в переносному і у відносному русі обумовлює переміщення частинки по круговій траєкторії з радіусом rа в абсолютному русі (рис. 17.1б). Відносне переміщення частинок по ситу починається при критичної кутової швидкості

ωкр = √(g·f/ρ), де g – прискорення вільного падіння, м/с2;

f – коефіцієнт тертя частинок о ситову поверхню, ρ - радіус траєкторії руху ситових корпусів.

Отже, для забезпечення гарантованого переміщення сипучого продукту по ситу його робоча кутова швидкість в круговому русі повинна бути більше критичної

ωп > ωкр.

Доцільно використання робочої кутової швидкості

ωп = Км · ωкр, рад/с, де Км = 1.3…1.7 – коефіцієнт мінливості умов руху сукупності

частинок по робочій поверхні сита.

Прийнявши остаточне значення ωп, обчислюють частоту кругового руху ситових корпусів

nк = 30· ωn/π, кол/хв.

Оскільки частота кругового руху корпусів дорівнює частоті обертання балансирного вала, отримують його кутову швидкість ωб = ωп, рад/с або частоту обертання nб = nк, об/хв.

Обчислюють величину радіуса траєкторії переміщення частинок в абсолютному русі

rа = g·f/ωб, м,

а також радіус траєкторії переміщення частинок у відносному русі r0 = ρ√(1 – (g·f/(ωб2·ρ))2), м.

Важливим параметром, що характеризує роботу сита, є середня швидкість переміщення продукту уздовж рамки

vср = (0,2 + 0,5)vg, м/с.

Поряд з цим доцільно визначення швидкості частинок у відносному круговому русі по поверхні сит

vк = 2·π·r0/τ, м/с.

Товщина шару продукту при вході на приймальні сита (для схеми № 3 їх чотири, Кп = 4)

h1-4 = Кр·Q/(В·vср·γ·Кш·Кп), м, де vср – середня швидкість руху продукту.

58

Розрахункова товщина шару повинна бути в інтервалі рекомендованих значень 0,005 ≤ h ≤ 0,05 м.

Значення коефіцієнта розпушення продукту на ситах приймається Кр = 1,2…1,8.

Визначимо середню тривалість обробки продукту в розсіві

tп = 4·L/vср + 4·L/vср+ 8·L/vср, с,

Далі обчислюють масу продукту, що одночасно знаходиться в розсіві mп = Q/tп, кг, кг/м3.

За розмірами сит і їх числа, шляхом аналізу можливих конструктивних рішень, вибирають оптимальні конструкції корпусу, дверцят, сітоочищувачів, приймально-розподільного пристрою, ситових рамок, валу і шківа приводного пристрою і обчислюють масу корпусу mк.

Для самобалансних приводних механізмів розсівів величина радіуса траєкторії ρ забезпечується встановленням вантажів балансирів відповідної маси

mб = ρ·(М(g/l - ωб2)+z·c)/(Кб(ρ·(ωб2- g/l)- ωб2·R)), кг, де М – повна маса ситового корпусу,

М = mк + mп;

ωб – кутова швидкість обертання балансирного вала; Кб – число вантажів балансирів;

R - радіус центру мас вантажів-балансирів,

R = 4·Rн·L·Sinα3/(3(2αSin2α), м;

Rн – зовнішній радіус вантажів-балансирів, обраний з конструктивних міркувань;

α - радіанна міра дуги вантажу-балансира,

α = 2 arccos((Rн- h)/Rн); h – товщина вантажу-балансира, рекомендована,

Rн > h = Rн/2; l – довжина підвісок, приймається

l ≈ (50…100)ρ, м;

z – число підвісок, зазвичай z = 8. У рідкісних випадках вибирають z

=4 або z = 12;

с– жорсткість однієї підвіски,

C= 3EI/l3, Н/м;

Е– модуль пружності матеріалу підвіски;

I – момент інерції підвіски круглого перерізу відносно центральної

осі

I = π·dп4/64, м4; dп – діаметр перетину підвіски

Sп = π·dп2/4, м2. Перетин підвіски визначають за рівнянням

Sп ≥ (M+ Кб·mб)g/(z·[ζp]п), м2,

де [ζp]п – допустимі напруження при розтягуванні матеріалу підвіски.

59

Зважаючи на необхідність регулювання радіуса траєкторії кругового поступального руху корпусу розсіву, здійснюваного шляхом зміни маси вантажів-балансирів, для підтримки заданої величини ρ в широких межах зміни повної маси ситового корпусу М від холостого ходу

Мmin = mк

до подвоєного робочого навантаження

Mmax = mк + 2mп,

розраховують граничні значення маси вантажів-балансирів:

mб,min = ρ(Мmin(g/l - ωб2)+zc)/(Кб(ρ(ωб2- g/l)- ωб2R)), кг; mб,max = ρ(Мmax(g/l - ωб2)+zc)/(Кб(ρ(ωб2- g/l)- ωб2R)), кг.

Тоді сумарну масу змінних вантажів-балансирів визначають

mб,с = mб,max – mб,min, кг,

і обчислюють масу одного змінного вантажу-балансира

mс = mб,с/Ку, кг,

де Ку – число рівнів регулювання, залежне від необхідної точності завдання режиму розсіву. Орієнтовно приймають Ку = 6,0…10,0.

Розрахувавши величину площі перетину балансира в плані Sб = Rн2(2αSin2α)/2, м2,

обчислюють висоту вантажу-балансира

Hб = Vб/(Sб·L·Кб).

Об'єм, займаний його робочою частиною (сегментом)

Vб = mб/ρм,

де ρм – густина матеріалу вантажів-балансирів, для стали ρм = 7800

кг/м3.

Аналогічно розраховують висоту одного змінного вантажа-балансира

hб = 2·mб,с/(Ку·ρм·Rн2(2·α- Sin2α)).

Якщо отримані величини задовольняють конструктивним вимогам, то отримані розміри використовують при розробці пристрою приводного механізму. В іншому випадку виникає необхідність повторення розрахунку із зміною початкових даних.

17.1.6. Висновок за розрахунком 17.2. Розрахунок потужності приводного електродвигуна розсіву 17.2.1. Мета і завдання розрахунку

Визначення енергетичних характеристик розсіву та отримання даних для проведення розрахунків на міцність. Обчислення зусиль, що діють на робочі органи і основні елементи машини, потужності, необхідної для приводу вантажів-балансирів і вибір електродвигуна, що задовольняє заданим умовам роботи.

17.2.2.Схема розрахунку

17.2.3.Дані для розрахунку

ωб – кутова швидкість обертання вантажів-балансирів, рад / с; ρ - радіус траєкторії центру мас розсіву, м;

mк – маса ситових корпусів, кг; mп – маса продукту на ситах, кг;

60

mб – маса балансирів, кг;

f - коефіцієнт тертя продукту об сита;

vср – поздовжня швидкість продукту на ситі, м/с; vк – кругова швидкість продукту на ситі, м/с;

Кб – кількість вантажів-балансирів, шт.

17.2.4. Розрахунок

Корисну роботу просіювання матеріалу виконують при русі всієї системи по круговій траєкторії, для здійснення якого потрібна потужність

Nп = (Кб·mб + mк + mп)·ω3·ρ2/π, Вт,

а також при переміщенні продукту вздовж сит і по круговій траєкторії в процесі самосортування. Потужність, необхідну для подолання сили тертя F продукту об сито, обчислюють для випадку

поздовжнього переміщення

Nпр = F·vcp, Вт;

кругового руху по ситу

Nкр = F·vк, Вт, де величину сили тертя знаходять

F = f·G = f·mп·g , Н; g – прискорення вільного падіння.

Втрати потужності на подолання сил тертя в підшипниках, клинопасових передач і т.д. враховують за допомогою коефіцієнтів корисної дії. Тоді потужність, необхідну для подолання статичних сил опору руху, обчислюють

Nст = (Nп + Nпр + Nкр)/(Пη), Вт,

де Пη – добуток коефіцієнтів корисної дії всіх ланок кінематичного ланцюга, якi характеризуються втратами потужності

Пη = ηпjп · ηрпjр · ηзпjз;

ηn, ηpn и ηзп – коефіцієнти корисної дії відповідно підшипників, пасової передачі, зубчастої передачі і т.д.;

jn, jp, и jз – число зазначених елементів в машині.

У процесі роботи розсіву мають місце також витрати потужності на подолання сил опору навколишнього середовища, обумовлені в'язкістю повітря, сил опору вигину підвісок при пружному їх деформуванні внаслідок кругового руху ситових корпусів і т.д. Однак через труднощі визначення кількісних значень зазначених витрат і незначних їх величин представляється можливість знехтувати ними при виконанні розрахунках.

Отже, розрахункова потужність приводного електродвигуна складе

Nд = Nст + Nдин, Вт.

Використовуючи прийняту частоту обертання nд і розрахункове значення потужності Nд, за каталогом електродвигунів (додаток _) вибирають двигун необхідного типу з дійсним значенням потужності N, що задовольняє нерівність N ≥ Nд.

При виборі двигуна, за його пусковим моментом перевіряють нерівність