Грохот інерційний колосниковий

Міністерство освіти і науки України Національний Технічний Університет України

«Київський Політехнічний Інститут»

Кафедра хімічного, полімерного і силікатного машинобудування КУРСОВА РОБОТА З дисципліни «Процеси та апарати хімічних виробництв»

на тему: «Грохот інерційний колосниковий»

ЛС 71.133 123.000.ПЗ Виконав:

студент 4-го курсу гр. ЛС-71 ІХФ Педченко А.Ю.

Керівник:

Малиновський В.В.

Київ 2011

ЗМІСТ Завдання Вступ

1. Обґрунтування вибору конструкції

2. Опис конструкції та принцип роботи грохота інерційного колосникового

3. Параметричні розрахунки

3.1 Частота обертання вала вібратора

3.2 Визначення конструктивних параметрів грохоту

3.3 Кінематичний розрахунок грохоту

3.3.1 Вибір двигуна

3.3.2 Розрахунок клинопасової передачі

4. Розрахунок на міцність та жорсткість

4.1 Розрахунок вала вібратора

4.2 Розрахунок шпонкових з'єднань

4.3 Вибір підшипників

4.4 Розрахунок пружин

5. Висновки Література Специфікація ВСТУП Грохот колосниковий — машина або пристрій для розділення (сортування) сипких матеріалів крупністю до 1200 мм. Даний грохот використовують при попередньому грохоченні, як правило, перед дробленням для виділення з гірничої маси грудок крупністю до 200 мм, що не вимагають дроблення.

Розрізняють грохоти нерухомі і рухомі. Останні бувають двох типів — консольний вібруючий і вібраційний. Грохоти колосникові відрізняються надзвичайно простою конструкцією, допускають розвантаження автомашин, шахтних скіпів і залізничних вагонів безпосередньо на колосникову решітку. Решітку нерухомого грохота з колосників фасонного перетину, яку встановлюють, як правило, під кутом до горизонту, іноді закріпляють консольно. Трапецевидний поперечний перетин колосників утворює отвори, що розширяються донизу і тим самим зменшує небезпеку застрявання грудок. Розмір щілини між колосниками 50…200 мм. Ширина грохота визначається фронтом його завантаження. Щоб уникнути заклинення великих шматків між бортами загальну ширину колосникової решітки приймають не менш потрійного розміру найбільшого шматка. Виготовляють колосникові грохоти продуктивністю 25−300 т/год. і більше.

При встановленні грохота перед крупними дробарками вони одночасно виконують функцію живильника та грохота, відокремлюючи куски, розмір яких менше за розмір вихідної щілини дробарки.

В промисловості колосникові грохоти застосовують головним чином на цементних заводах, де вони виконують функцію живильника для крупних щокових дробарок.

1. ОБҐРУНТУВАННЯ ВИБОРУ КОНСТРУКЦІЇ

Процеси сортування широко використовуються в промисловості будівельних матеріалів, так як вихідний матеріал в більшості випадків являє собою неоднорідну за крупністю суміш, що має різноманітні домішки і включення.

В процесі переробки сировини матеріал потрібно розділити на класи по крупності, видалити з матеріалу домішки та включення, що погіршують його якість. Обладнання для цих процесів базується на механічному, гідравлічному і повітряному принципі.

Найбільш розповсюджений спосіб механічного сортування. Механічне сортування проводиться на плоских чи криволінійних поверхнях з отворами даного розміру і називається грохоченням, а машини які для цього використовують — грохотами.

Просіювальною поверхнею вібраційних грохотів являється колосникова гратка або сито, що розташовують в горизонтальній чи похилій площині і приводяться в коливальні рухи. Завдяки коливальним рухам просіювальної поверхні матеріал переміщується до розвантажувального краю грохоту. Під час руху по просіювальній поверхні матеріал розділяється на верхній і нижній класи.

З огляду на розміри кусків матеріалу, що поступає на грохочення (м) приймаємо в якості просіювальної поверхні колосникову гратку.

2. ОПИС КОНСТРУКЦІЇ ТА ПРИНЦИП РОБОТИ ГРОХОТА ІНЕРЦІЙНОГО КОЛОСНИКОВОГО Грохот складається з футерованого короба 1, всередині якого на різних рівнях розміщуються колосникові гратки. В середній частині короба встановлено вібратор 2. Вал вібратора опирається на два роликопідшипника, котрі кріпляться до коробу. Вал захищений від пилу і ударів трубою. На кінцях вала симетрично встановлені дебаланси, що забезпечують безступінчасте регулювання статичного моменту. На одному з кінців вала знаходиться шків 8, з'єднаний клинопасової передачею 9 зі шківом електродвигуна 7.

Для зменшення зносу клинових пасів і запобігання передачі вібрації на вал двигуна, привідний шків насаджено на вал вібратора з ексцентриситетом, приблизно рівним амплітуді коливань грохота.

Відцентрові сили інерції, що виникають при обертанні дебалансів, викликають колові чи близькі до них коливальні рухи коробу грохота. Амплітуда цих коливань залежить від сил інерції, характеристики амортизаторів і навантаження на грохот.

Грохот опирається на фундамент, для цього короб забезпечений чотирма кронштейнами 5, котрими він спирається на пружини 6. При збільшенні навантаження на грохот, амплітуда коливань його короба відповідно зменшиться, і навантаження на підшипники залишається практично постійним, тобто інерційний грохот має властивість «самозахисту» від перевантажень. Ця властивість дозволяє успішно використовувати інерційні грохоти для грубого грохочення крупно кускового матеріалу, наприклад, для відсіву мілкого матеріалу перед первинним подрібненням.

3. ПАРАМЕТРИЧНІ РОЗРАХУНКИ Виходячи з конструктивних міркувань, в міру зменшення розмірів грохота та зведення до мінімальних значень основних навантажень доцільно змінити задані параметри машини та матеріалу на наступні: кут нахилу грохота —, коефіцієнт розпушення матеріалу на ситі - .

3.1 Частота обертання вала вібратора:

с-1,

де — амплітуда вібрації, м.

Приймаємо с-1 (600 хв.-1)

3.2 Визначення конструктивних параметрів грохоту:

ширина:

м.

довжина:

м.

Вібрувальні маси грохота і матеріалу:

т.

Маса дебалансу:

т.

Для визначення конструктивних розмірів шківа вибраний радіус обертання маси дебалансу: м.

Вібрувальні маса, що діє на одну пружинну опору:

т.

3.3 Кінематичний розрахунок грохоту Кінематичні розрахунки проводяться згідно методики, викладеної у .

3.3.1 Вибір двигуна Потужність приводу:

кВт, де — ККД урухомника,; - приведений коефіцієнт тертя,; - діаметр вала в місці встановлення підшипників, м.

Обираємо двигун 4А160S4УЗ, асинхронний.

Потужність кВт.

Частота обертів хв.-1

3.3.2 Розрахунок клинопасової передачі

Передаточне число пасової передачі:

.

Потужність на веденому шківу:

кВт.

Крутний момент на валу електродвигуна:

Н· м.

Крутний момент на валу веденого шківа:

Н· м.

Вибираємо переріз паса за номограмою ГОСТ 1284.3−80 залежно від споживчої потужності на валу ведучого шківу і частоти його обертання категорії Б.

Рис. 1. Переріз клинового паса категорії Б Для прийнятого перерізу паса визначаємо діаметр ведучого шківа. При цьому користуємось рекомендацією з метою підвищення строку служби паса. Приймаємо мм.

Визначаємо колову швидкість (м/с) та порівнюємо її з допустимою для цього типу паса

де — діаметр ведучого шківа, мм; - частота обертання ведучого шківа, хв.-1

Визначаємо діаметр веденого шківа (коефіцієнтом пружного ковзання паса нехтуємо в міру його малої величини, яка не впливає суттєво на знаходження діаметра веденого шківа):

мм, де — діаметр веденого шківа.

Визначаємо орієнтовну міжосьову відстань:

мм, де — коефіцієнт, що залежить від передаточного числа.

Визначаємо розрахункову довжину паса:

мм.

Розраховане значення округляємо до найближчого стандартного згідно з ГОСТ 1284.1−89: мм.

Визначаємо число пробігів паса:

с-1 с-1.

Уточнюємо міжосьову відстань відповідно до прийнятої довжини паса:

Визначаємо кут обхвату ведучого шківа:

.

Визначаємо потрібну кількість пасів:

де — потужність на ведучому шківі, кВт; - допустима потужність для одного клинового паса залежно від перерізу, діаметра ведучого шківа та; - коефіцієнт динамічності,; - коефіцієнт кута обхвату,; - коефіцієнт, що враховує вплив на довговічність довжини паса залежно від відношення розрахункової довжини паса до базової :

;

— коефіцієнт, що враховує кількість пасів у комплекті клинопасової передачі, .

приймаємо .

Визначаємо колову силу:

Н, де — потужність, передаваєма шківом, кВт; - швидкість паса, м/с.

Визначаємо силу початкового натягу одного паса:

Н, де — маса одного метра паса, кг/м.

Знаходимо сили, що діють на вал та підшипники:

Н Визначаємо напруження у ведучій гілці паса:

де — напруження від початкового натягу паса; для клинових пасів беруть середнє значення МПа; - прийнята кількість пасів; - площа перерізу паса.

МПа.

Визначають напруження згину у пасі на дузі обхвату ведучого шківа:

де — модуль пружності для кордтканевих пасів, беремо МПа; - відстань від нейтральної лінії до найбільш напружених волокон.

МПа.

Розрахуємо напруження, які виникають у пасі від дії відцентрових сил:

де — питома маса паса, беремо кг/м3; - швидкість паса, м/с.

МПа.

Знаходимо максимальні напруження у перерізі ведучої гілки паса в місці набігання його на ведучий шків:

МПа.

Розрахункова довговічність:

де — границя витривалості, беремо МПА; - показник степеня (для клинових пасів); - коефіцієнт, що враховує вплив передатного числа, для; - коефіцієнт, що враховує непостійність навантаження,; - число пробігів паса за секунду.

тис. год.

4. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ТА ЖОРСТКІСТЬ

4.1 Розрахунок вала вібратора Розрахунки проводяться згідно методики, викладеної у та.

На рисунку 2 представлено розрахункову схему навантаження валу та епюри моментів. На вал діють такі сили:

— колова сила шківа Н;

— зусилля, що діє на вал від клинопасової передачі;

Відцентрова сила, яка виникає при обертанні дебалансів:

Н, де — ексцентриситет дебалансів, м; - амплітуда коливань, м.

В якості матеріалу для виготовлення вала призначаємо середньо вуглецеву сталь 45 по ГОСТ 1050–77. Механічні характеристики:, МПа, МПа, МПа, МПа.

Реакції опор та знаходимо з рівняння моментів відносно точки А:

;

;

Н;

Н.

Реакції опор та знаходимо з рівнянь статичної рівноваги:

;

;

Н;

Н.

Після знаходження всіх зусиль і реакцій опор будуємо епюри моментів по осям X і Y (див. рис.2).

За отриманими результатами знаходимо мінімальний допустимий діаметр в небезпечному перерізі. З умов міцності.

мм.

Приймаючи до уваги коефіцієнт міцності, прийнятий діаметр вала під підшипник мм забезпечує міцність та жорсткість конструкції.

Еквівалентне напруження в небезпечному перерізі:

МПа, де напруження згину та кручення в перерізі:

МПа;

МПа.

Рис. 2. Схема навантаження вала

4.2 Розрахунок шпонкових з'єднань Згідно методики, викладеної у найбільш небезпечною деформацією для шпонок і пазів є зминання від крутного моменту Т.

Розрахуємо міцність шпонки на кінці вала, на який насаджено ведений шків.

грохот колосниковий інерційний передача Рис. 3. Параметри шпонки Для вала з мм вибираємо шпонку за ГОСТ 23 360–78 виконання 3 з параметрами мм, мм, мм.

Виконуємо розрахунок шпонки на зминання. Для шпонок зі сталі 45 за ГОСТ 1070–88 при середньому режимі роботи границя зминання МПа.

МПаМПа.

Міцність шпонки забезпечена.

Границя витривалості сталі 45 на зріз становить МПа. Виконуємо розрахунок шпонки на зріз:

МПа.

Міцність шпонкового з'єднання забезпечено.

Розрахуємо міцність шпонки в місці вала, на який насаджено дебаланс.

Для вала з мм вибираємо шпонку за ГОСТ Р 50 536−93 з параметрами мм, мм.

Виконуємо розрахунок шпонки на зминання.

МПаМПа.

Міцність шпонки забезпечена.

4.3 Вибір підшипників Згідно та технологічних міркувань для опор де балансного валу приймаємо підшипники роликові дворядні з закріплювальними втулками за ГОСТ 8545–75, номер 13 632 середньої серії діаметрів:

мм, мм, мм, мм, .

Рис. 4. Параметри підшипника

4.4 Розрахунок пружин Розрахунок проводимо за методикою, викладеною в. Визначимо максимальне зусилля, яке діє на одну пружину.

На пружину діє навантаження від дії сили тяжіння вібрувальних мас М та інерція дебалансу. Вібрувальна маса:

кг.

Загальна сила, що діє на пружини:

Н.

Сила, яка діє на одну пружину:

Н.

З конструктивного погляду обираємо матеріал пружини 50ХФА, який використовується для виготовлення пружин великих розмірів, клас ІІ, МПа, Н/м2. Індекс пружини, що характеризує кривизну .

Коефіцієнт, що враховує кривизну витків та форму перерізу:

.

Діаметр проволоки знаходимо з умови міцності:

мм, Приймаємо з конструктивних міркувань мм.

Середній діаметр:

мм.

Визначаємо кількість витків:

приймаємо витків.

Крок пружини:

мм.

Повна довжина не навантаженої пружини:

мм.

Довжина проволоки, необхідна для виготовлення пружини:

мм.

5. ВИСНОВКИ Параметричні, міцністні та кінематичний розрахунки підтверджують працездатність даної конструкції та доцільність її використання. Машина в повній мірі задовольняє поставленим вимогам щодо продуктивності і забезпечує оптимальне сортування матеріалу з даними параметрами.

Машину можна рекомендувати для використання в промисловості будівельних матеріалів, вугільній, коксохімічній, гірсько-рудній, металургійній та інших галузях народного господарства.

ЛІТЕРАТУРА

1. Методические указания к выполнению курсовых проектов по дисциплине «Процессы и аппараты отрасли». Раздел «Оборудование для измельчения и грохочения» для студентов машиностроительных и химико-технологических специальностей /Сост. В. В. Малиновский, И. В. Коваленко. — Киев.: КПИ, 1987. — 60с.

2. Розрахунок та конструювання валів. Вибір підшипників кочення за динамічною вантажопідйомністю: Методичні вказівки до виконання розрахунково-графічних робіт з дисципліни «Деталі машин» для студентів машинобудівних спеціальностей усіх форм навчання /Уклад. В. А. Стадник. — К.: ІВЦ Видавництво «Політехніка», 2004. — 108с.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2 М., 1982. — 584с.

4. Бауман В. А., Клушанцев Б. В., Мартынов А. К. Механическое оборудование предприятий строительных материалов. Машгиз, 1970. — 376с.

5. Киркач Н. Ф., Баласанян. Р. А. Расчет и проектирование деталей машин. — Харьков: «Основа», 1991. — 273с.

6. Сапожников М. Я. Механическое оборудование предприятий строительных материалов изделий и конструкций. — М.: 1971. — 381с.

7. Сапожников М. Я. Справочник по оборудованию заводов строительных материалов. — М.: 1970. — 487с.

8. Сапожников М. Я. Машины и аппараты промышленности строительных материалов: Атлас конструкций. — М.: 1979. — 112с.

9. Сергеев В. П. Строительные машины и оборудование: Учеб. для вузов и спец. «Строительные машины и оборудование». — М.: Высшая школа, 1987. ;

10. Биргер И. А. Расчет на прочность деталей машин: Справочник/ И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. — 4-е изд., перераб и доп. — М.: Машиностроение, 1993. — 640с.