Механическое оборудование для производства строительных материалов и изделий

Размещено на http://www.allbest.ru/

План практического занятия №1 (1 час)

Основные параметры передач механических приводов

Передачи служат для изменения скорости, крутящего момента, траектории или характера движения, направления движения (реверсирование), плоскости движения и других параметров.

Механические передачи, обеспечивающие работу нескольких механизмов от одного двигателя (одномоторный привод), имеют несколько реверсивных устройств, соединительных муфт и тормозов. Пример такого привода показан на рис. 1.1.

Через коробку передач и коробку отбора мощности от двигателя автомобиля вращение передается вертикальному валу 1, далее через конические зубчатые колеса - горизонтальному валу распределительного механизма 2, грузовой лебедке III, лебедке IV подъема и опускания стрелы и другим механизмам.

На рис. 1.2 показаны кинематические схемы механизмов автомобильного крана с дизель-электрическим приводом, получающих вращение от индивидуальных двигателей (индивидуальный или многомоторный привод). Несмотря на большое число двигателей, и редукторов, такие приводы имеют высокую степень ремонтопригодности и более просты в эксплуатации.

Основными параметрами передач являются коэффициент полезного действия (КПД) и передаточное число.

КПД передачи определяется отношением полезной работы, выполняемой машиной, к работе А₁ движущих сил ?=A₂/A₂

общем случае работа А = PS cos a, где Р- действующая сила; S - путь, проходимый телом под действием; а - угол между направлением движения тела и направлением действия силы.

При а = 0 cos а = 1 и A = PS.

КПД можно определить как отношение мощности N₂ на ведомом валу и мощности N₁ на ведущем валу:

?= N₂/N₁.

При этом мощность (кВт):

N = Рv/1000,

где v - скорость, м/с; Р - действующая сила, Н. При вращательном движении

v = nDn/60,

где v - в м/с; D - диаметр окружности, по касательной к которой действует сила Р, м; п - частота вращения вала, об/мин

Общий КПД равен произведению КПД элементов передач:

?=?₁?₂?₃

Рис. 1.1 Кинематическая схема крана с приводом от одного двигателя:

Передаточным числом передачи i называется отношение угловой скорости щ₁ ведущего вала к угловой скорости щ₂ ведомого вала: i=щ₁/щ₂.

Угловая скорость

щ=рп/30

Передаточное число определяется также формулами:

i=п₁/п₂=М₂/(М₁?)

где п_х и п₂- частота вращения ведущего и ведомого валов соответственно; М₂ и M₁ - крутящие моменты на ведомом и ведущем валах; ?- КПД передачи от ведущего к ведомому валу.

Крутящий момент (Нм): М_кр=PD/2=9550N/n

где Р- окружное усилие, Н; N - мощность на валу, кВт; п - частота вращения вала, об/мин.

Рис. 1.2 Кинематическая схема автомобильного крана с многомоторным приводом:а - привод генератора; б - механизм управления челюстями грейфера; в -механизм изменения вылета стрелы; г -механизм подъема грейфера; д - механизм поворот.

Передаточным числом кинематической пары называется также отношение диаметра (радиуса) ведомого колеса к диаметру (радиусу) ведущего, для зубчатой и цепной передачи- отношение числа зубьев Z₂ на ведомой шестерне или звездочке к числу зубьев Z₁ на ведущей, для червячной передачи- число зубьев z червячного колеса к числу заходов а_х червяка:

i = D₂/D₁ = R2/R1 = z₂/z₁ = z/a_x.

Передаточное число системы передач равно произведению передаточных чисел отдельных ее пар:

i=i₁i₂i₃

1. Решение задач № 1,2,3.

2. Литература: (3) стр. (стр. 12-19)

План практического занятия №2 (1 час)

1. Расчет степени измельчения, предела прочности горных пород.

Под степенью измельчения понимают отношение размера кусков исходного материала к размеру кусков готового продукта. Существуют различные количественные оценки степени измельчения. Например, степень измельчения можно выразить как отношение размера максимального куска в исходном материале к размеру максимального куска в готовом продукте: i = D_max/d_max или как отношение значений средней крупности (размер круглого отверстия сита, через которое проходит 50% всех зерен по массе): i = D_CP/d_CP.

Наиболее точно степень измельчения определяется отношением средневзвешенных размеров исходного и конечного материалов:

Средневзвешенный размер

где d₁, d₂,…d_n--средний размер классов; m₁, m₂… т_п--содержание данных классов.

Количественными показателями этого свойства служат так называемые пределы прочности на сжатие и на растяжение . Оба показателя можно рассчитать, определив экспериментально значения разрушающего усилия Р нормализованных образцов кубической или цилиндрической формы:

= P/F,

где -- предел прочности на сжатие (или растяжение), МПа; Р-- разрушающее усилие, мН; F-- площадь сечения образца в плоскости, перпендикулярной разрушающему усилию, м².

3 Решение задач № 1,2,3.

3. Литература: (3) стр. (стр. 12-19)

План практического занятия №3 (2 часа).

1. Определение хрупкости и абразивности материала, размеров кусков материала и энергоемкости процесса измельчения.

Показатель абразивности (г/т)

где ,,-- потери массы бил-образцов, определяемые с точностью до 0,2 мг; G₁, G₂, G₃-- масса проб перерабатываемого материала, кг.

Показатель абразивности И определяют при окружной скорости 30 м/с (И₃₀). При работе дробилки на других скоростях удельный износ рабочих органов существенно изменяется. Так, при увеличении окружной скорости в 2 раза (от 30 до 60 м/с) удельный износ материала бил роторных дробилок возрастает примерно в 4 раза. Используя данный показатель, Всесоюзный научно-исследовательский институт строительного и дорожного машиностроения (ВНИИстройдормаш) предложил разделить все горные породы в зависимости от их абразивности на 10 категорий (табл. 3).

Шкала для оценки абразивности материалов (предложенная ВНИИстройдормаш)

Класс абразивности	Кате- гория абразив- ности	Показатель абразивности	Материал
Неабразивные Малоабразивные Средней абразивности Высокой абразивности Очень высокой абразивности	0 I II III IV V VI VII VIII IХ Х	1 1--2 2--4 4--8 8--16 16--32 32--65 65--130 130--250 250--500 более 500	Тальк, аргиллит, каменный уголь чистый Известняк, мрамор, алевролит, аргиллит, каменный уголь, мелкозернистьтй песчаник Известняк средней абразивности, песчаник, кирпич, сидерит и другие руды Гранит, базальт, диорит, кварцит, прочный песчаник, гравий из изверженных пород, известняк высокой абразивности Конверторный шлак, электропечной шлак роговик, некоторые железные руды

Данные табл. дают возможность сравнивать сроки службы рабочих органов роторных или молотковых дробилок при переработке горных пород различных категорий абразивности при прочих равных условиях, используя коэффициент перехода К = 2^В-А где А и В -- породы различной категории абразивности. Например, если порода А второй категории, а порода В седьмой, то (В--А) = 7--2 = 5 и К = 2⁵ = 32. Значит, удельный износ рабочих органов дробилок на породе В будет в 32 раза больше, чем на породе А.

Крупность кусков обозначают линейными размерами: длиной а, шириной b и толщиной с. Чаще всего приводится однозначная характеристика крупности куска по его диаметру d, причем эта величина определяется разными способами: например, как среднеарифметическое длины, ширины и толщины куска d = (а + b + c)/3; среднегеометрическое этих величин d = или (наиболее часто) как диаметр окружности, описанной вокруг ширины и толщины куска, d =.

Р=О,02d²+О,5d,

Работа, расходуемая на измельчение материала, пропорциональна вновь образованной поверхности:

где К -- коэффициент пропорциональности; F -- приращение поверхности.

Впоследствии эта гипотеза была названа первым законом дробления или законом поверхностей.

Вновь образованную поверхность AF можно выразить через начальные и конечные размеры дробимого материала, приняв, что этот материал до и после дробления состоит из кусков правильной кубической формы.

Если обозначить размер (длина ребра) исходного и конечного куба соответственно через D и d, а степень дробления через i то при разделении куба на две части, вновь образованная поверхность будет иметь площадь, равную 2D². Тогда в соответствии с законом Риттингера затраченная работа

A =K2D²

где К -- коэффициент пропорциональности, численно равный энергии, расходуемой на создание единицы вновь образованной поверхности для данного материала.

Если разделить куб шестью плоскостями (рис. 5) со степенью дробления i = 3, то получим 3³ = 27 кубиков и вновь образованную поверхность AF = 6 (3--1) D² = 12D². При степени дробления куба i_n вновь образованная поверхность

Если дроблению подвергается не один кусок, a Q (м³) материала, и средний размер кусков материала равен D_CB, то количество кусков, подлежащих дроблению, равно Q/D³ _CB. Так как работа дробления одного куска

A= 6KD²_CB (i -- 1), то работа для дробления большого количества кусков Q/D³ _CB будет

или, выразив количество раздробленного материала в весовых единицах,



где р -- плотность материала.

Приняв 6K/р равным K_R получим формулу, выражающую закон Риттингера:

на основе формулы из теории упругости, по которой работа деформации

А = ²V/2E

(здесь -- напряжение, возникающее при деформации; V -- объем деформируемого тела; Е -- модуль упругости), выдвинул гипотезу, что энергия, необходимая для одинакового изменения формы геометрически подобных и однородных тел, пропорциональна объемам или массам этих тел.

Эта гипотеза названа вторым законом измельчения или законом объемов.

2. Решение задач № 1,2,3.

3. Литература: (3) стр. (стр71-74)

План практического занятия №4 (2 часа)

1. Методика и примеры расчетов валковых дробилок.

Расчет основных параметров валковых дробилок

Угол захвата в валковых дробилках -- это угол между двумя касательными к поверхности валков в точках соприкосновения с дробимым материалом. На кусок дробимого материала (рис. 6), имеющего форму шара и массу т, которой ввиду ее незначительности можно пренебречь, действуют силы давления Р от обоих валков и силы трения, равные fP (здесь f -- коэффициент трения материалов о валок). Для упрощения эти силы показаны на рис. 6 для одного валка.

Кусок будет затягиваться валками, если 2Рf cos 2P sin а или f tg , а так как

f = tg

(здесь -- угол трения), то . Но = 2, значит 2. Таким образом, угол захвата у валковых дробилок для нормального дробления не должен превышать двойной угол трения.

Размер куска, захватываемого валками можно определить, пользуясь схемой на рис. 6.

Если принять, что D и d -- диаметры соответственно валка и куска материала,

а -- ширина выходной щели, то (D/2+d/2) cos= D/2+d/2 или

(D + d) cos a = D + a; (1)

Рис. 6. Расчетная схема валковой дробилки.

Разделив правую и левую часть уравнения на d, получим:

(D/d + 1) cos a = D/d + a/d; (2)

Степень измельчения в валковых дробилках в среднем равна 4, тогда a/d = 0,25. Подставив это значение в уравнение (2), получим:

D/d = cos-0,25/ 1- cos;

Коэффициент трения f для прочных пород принимается равным 0,3, для влажной глины 0,45. При таких значениях f угол будет равен 16° 40' и 24° 20', а отношение D/d:

для прочных пород

D/d = cos16° 40' -0,25/ 1- cos16° 40'17;

для влажных глин

D/d = cos24° 20'- 0,25/ 1- cos24° 20'7,5;

Обычно для гладких валков отношение D/d принимают равным 20, для зубчатых и рифленых валков 2--6, так как в последнем случае кусок материала затягивается при непосредственном захвате его поверхностью рабочего органа.

Производительность валковых дробилок можно вычислить, если представить процесс дробления как движение ленты материала. За один оборот валка объем ленты материала (м³), прошедший через выходную щель, будет

V = nDLa;

где D -- диаметр валка; L-- длина валка; а-- ширина выходной щели.

Производительность дробилки (м³/с) при частоте вращения вала п:

Q = nDLan;

Так как обычно длина валка используется неполностью и материал выходит из дробилки в разрыхленном виде, а не плотной лентой, то в формулу производительности вводят коэффициент, учитывающий степень разрыхленности материала. Для прочных материалов = 0,2…0,3; для влажных вязких = 0,4…0,6.

При работе машины на прочных материалах под действием усилий дробления предохранительные пружины несколько деформируются и валки расходятся, поэтому при расчетах размер выходной щели назначают равным 1,25а. В формулу вводят также объемную массу дробимого материала р (кг/м³), тогда производительность валковой дробилки (кг/с):

Q = 1,25DLanp;

Частоту вращения валков (об/с) определяют по формуле:

n102,5; (3)

где f -- коэффициент трения материала о валок; d -- диаметр куска исходного материала, м; D -- диаметр валка, м.

Частота вращения валка должна быть тем меньше, чем больше его диаметр, а также диаметр поступающих кусков и их объемная масса и чем меньше коэффициент трения между куском материала и валками. По формуле (3) определяют максимально возможную частоту вращения валков. Для уменьшения износа бандажей и более устойчивой и спокойной работы валковой дробилки окружная скорость валков должна быть равной 2--7 м/с.

Усилия в деталях валковой дробилки определяются нагрузкой, которая создается пружинами предохранительного устройства. Эта нагрузка зависит от многих факторов и может быть вычислена лишь приближенно.

Предположим, что суммарное усилие (Н) между валками при дроблении материала равно Р. Площадь (м²), на которой будет действовать это усилие:

F = Ll;

где L -- длина валков, м; l = R = D /2 -- длина дуги на участке измельчения материала, м; R -- радиус валка, м; -- угол дуги, рад.

Поскольку при измельчении прочных материалов = 16° 40', то

l= R0,29 = 0,145D.

При измельчении глин = 24° 20', тогда

l = R0,43 = 0,215D.

Суммарное усилие дробления (Н)

Р = F = L l. (4)

где - предел прочности материала при сжатии, Н/м; коэффициент разрыхления материала (для прочных пород = 0,2 … 0,3; для глины

= 0,4 … 0,6).

Подставив значения l и в формулу (4), получим:

для прочных пород Р 0,04LD;

для глин Р0,1 LD.

Сила нажатия пружин подвижного валка должна обеспечивать суммарные значения Р.

Установочную мощность электродвигателя валковой дробилки N_ДВ можно определить, если учесть затраты мощности на дробление материала и трение в подшипниках, т. е. на преодоление всех сопротивлений при работе машины:

Nдв = (N + N)/; (5)

где N -- мощность, расходуемая на дробление материала; N₂ -- мощность, расходуемая на трение в подшипниках; -- КПД.

При захвате валками кусков материала среднее суммарное усилие дробления Р_ср вызывает силу трения, равную fP_cp (здесь f -- коэффициент трения). Произведение этой силы на радиус валка R представляет собой момент силы, на преодоление которого расходуется мощность двигателя.

Произведение момента силы трения и угловой скорости валка = n/30 определяет мощность N, необходимую для дробления:

N= nР_ср fR/30 ; (6)

Подставив значение Р_ср из формулы (4) в формулу (6), получим

N₁=n L l fR /30 ; (7)

Мощность, необходимая на преодоление трения в подшипниках:

N₂ = nz2Gn; (8)

где z -- диаметр шейки вала, м; f -- коэффициент трения качения, приве-

денный к валу; G=- нагрузка на подшипники, Н; Q -- сила тяжести валка, Н; Р_ср-- среднее усилие дробления, Н.

Из формул (5)--(7) окончательно формула для определения установочной мощности электродвигателя валковой дробилки будет иметь вид:

Nдв=n( L l fR /30 +2 zG)/

2.Решение задач № 1,2,3.

3. Литература: (3) стр. (стр261-263)

План практического занятия №5 (2 часа)

1. Расчет производительности, частоту вращения валка, усилий в деталях и установочную мощность электродвигателя бегунов

Угол захвата -- угол между касательной АА (рис. 5.1, а) к поверхности катка в точке касания с куском материала и плоскостью чаши.

Как видно из схемы на рис. 5.1, а, захват катком куска материала возможен при условии

Р sin a < fP₁ + fP cos a,

где Р -- сила давления катка на кусок материала, направленная перепендику-лярно к касательной; Р₁ -- реакция от действия силы Р, приложенная к точке касания куска материала с дном чаши, перпендикулярна к поверхности чаши; f -- коэффициент трения куска материала о рабочие поверхности бегунов.

Исходя из условий равновесия куска, при проектировании всех действующих на него сил на вертикальную ось получаем



Рис. 5.1 Расчетная схема бегунов:

Подставив в уравнение значение Р₁ получим

Разделив обе части уравнения на Р cos а, имеем

Так как f = tg (здесь -- угол трения), тоа< 2

Значит, так же как и во всех рассмотренных выше дробильных машинах, угол захвата у бегунов не должен превышать двойного угла трения.

Соотношение между диаметром поступающего куска а и диаметром катка D_K можно определить по схеме на рис. 5.1, б:

Откуда

При определении соотношения D/d для валковых дробилок было принято, что при измельчении прочных пород а = 16° 40', для влажных глин a = 24° 20'.

Подставив эти значения угла а в формулу, получим:

для прочных пород D/d =11; для влажных глин D/d =5.

Для надежной работы катков рекомендуется найденные соотношения увеличить на 10--20%.

Определение частоты вращения вала бегунов с вращающейся чашей производят исходя из условия, что возникающие центробежные силы не отбрасывают куски материала к борту чаши, т. е. сила трения материала о дно чаши больше центробежной силы, действующей на материал при вращении чаши.

Условие это будет справедливо, если

mgf =mv²/R,

где т-- масса материала в чаше, кг; g-- ускорение свободного падения, м/с²; / -- коэффициент трения материала о чашу; v -- окружная скорость чаши, м/с;

(здесь R-- средний радиус катания катков, м).

Так как

v = 2Rn, то

, где п, об/с.

Для прочных пород при f= 0,3 п = 0,274/ об/с; для глин при f = 0,45

п = 0,33/ об/с.

Найденные значения частоты вращения вертикального вала рекомендуется уменьшить примерно на 10% для более устойчивой работы бегунов.

У бегунов для мокрого измельчения с неподвижной чашей центробежные силы действуют на катки и для нормальной работы машины необходимо, чтобы эти силы были уравновешены. Обычно, как уже отмечалось, катки устанавливают на разных расстояниях от вертикального вала, что увеличивает площадь их действия на 45--60%. Поэтому, если R₁ -- расстояние до середины внутреннего катка, то расстояние до середины наружного катка R₂ = = (1,45 + 1,60) R₁

Центробежные силы инерции Р₁ и Р₂ (Н), вызываемые вращением двух катков:

где т₁ и m₂ -- масса первого и второго катков, кг; v_t и а₂ -- скорости движения катков, м/с; R₁ и R₂--радиусы кругов, описываемых катками, м.

Для уравновешивания центробежных сил силы Р₁ и Р₂ должны быть равны, т. е.

Так как v = 2nRn, то

При п₁ = п₂ будем иметь

m₁R₁ = m₂R₂

Производительность бегунов зависит от большого числа факторов, практически не поддающихся учету, поэтому аналитических формул производительности бегунов не имеется и предлагаются следующие эмпирические формулы.

Производительность бегунов для мокрого измельчения (м³/с)

Q = nlS (а + b),

где п -- частота вращения вертикального вала, об/с; l -- длина глиняного прутка, продавливаемого сквозь отверстие в плите при одном проходе катка, м; S -- площадь одного отверстия в плите, м²; а-- число отверстий, перекрываемых наружным катком за один оборот вертикального вала; b-- число отверстий, перекрываемых внутренним катком за один оборот вертикального вала.

Длина l изменяется в зависимости от влажности и пластичности глиняной массы. Для глин с влажностью 20--22% l следует принимать равной 20--25 мм.

Производительность бегунов для сухого помола (кг/с)

где т-- масса катка, кг; D-- диаметр чаши, м; п-- частота вращения вала, об/с.

Мощность двигателя N_o6 (Вт) для привода бегунов может быть рассчитана по мощности, требуемой на перекатывание катков N₁, на преодоление сил трения скольжения катков N₂ и на преодоление сил трения скребков N₃:

где -- КПД двигателя.

Для перекатывания катков необходима сила тяги (Н)

Р = G,

где G -- сила нажатия катка на дно чаши, Н; [х -- коэффициент тяги, равный 0,05--0,10.

Мощность для перекатывания катков (Вт)

,

где k-- число катков; п-- частота вращения катков, об/с; R -- средний радиус качения, м; v-- средняя окружная скорость катков, м/с.

Мощность для преодоления сил трения скольжения катков (Вт)

где v_{Ср. ск} -- средняя скорость скольжения, м/с; f-- коэффициент трения катка о материал.

Скорость катка в трех точках х, у, z (рис. 5.1, в) Каток в средней точке не имеет скольжения. Разность между скоростями в точках х, у и z определяет скорость максимального скольжения

Если ширина катка b, то

где v_ск -- максимальная скорость скольжения, м/с.

Скорость скольжения возрастает с увеличением ширины катка. Таким образом, с увеличением ширины катка истирающий эффект бегунов повышается.

Скорость скольжения в средней части катка равна нулю, а по краям будет максимальной; тогда средняя скорость скольжения

v_{Ср. ск} = nbn/2.

Откуда N₂ = 1,57kGbfn,

где N_2, Вт.

Мощность, расходуемая скребками, (Вт):

где P₁ -- сила нажатия скребков на чашу принимается равной 1000 Н; i -- число скребков; v₃ -- скорость относительного движения скребков, м/с; f₁ -- коэффициент трения скребков о чашу, /_х « 0,2.

2. Решение задач № 1,2,3. 3. Литература: (2) стр. (стр. 307-314)

План практического занятия №6 (2 часа)

1. Методика и примеры расчета основных параметров гравитационных смесителей.

Основы расчета гравитационных бетоносмесителей. Мощность двигателя привода гравитационных смесителей затрачивается в основном на подъем смеси в барабане при его вращении.

В общем виде работа, затрачиваемая на один цикл циркуляции смеси (Дж):

А = G_CMh,

где (G_CM-- сила тяжести смеси, Н; h-- высота подъема смеси в барабане, м. Сила тяжести смеси в барабане (Н)

G_CM = Vpg

где V-- полезный объем смесителя (по выходу), м³; р-- объемная масса бетонной смеси, кг/м³; g-- ускорение свободного падения, м/с².

Траектория движения смеси в барабане достаточно сложная. Одна часть смеси поднимается лопастями, другая ее часть -- поднимается под действием сил трения.

В бетоносмесителях с двухконусными барабанами в каждый момент времени лопасти поднимают около 15% смеси.

Мощность, расходуемая на подъем смеси (кВт):

где G₁ -- сила тяжести смеси, поднимаемой под действием сил трения (G₁ = =0,85G_cm), H; G₂ -- сила тяжести смеси, поднимаемая лопастями (G₂ = 0,15G_CM), Н; h₂-- высота подъема смеси в лопастях, м; h_lnp-- высота подъема смеси под действием сил трения, м; z₁ и z₂ -- число циркуляции смеси за один оборот барабана соответственно силами трения и в лопастях; n-- частота вращения барабана, об/с.

где R -- внутренний радиус барабана.

Движение смеси под действиeм сил трения более сложное. Если рассматривать изолированную частицу, находящуюся на стенке барабана в точке A, то при вращении она поднялась бы в точку В, определяемую углом трения . Но под влиянием лопастей и подпора других частиц действительный угол подъема ₂ будет больше (около 90°), после чего частицы начнут соскальзывать вниз по поверхности смеси.

Приняв угол перемещения смеси ₂ = 90° из точки А в точку B высота подъема смеси под действием сил трения будет



Число циркуляции смеси, поднимаемой под действием сил трения, в течение одного оборота барабана (приняв время сползания смеси равным времени подъема)

Время подъема смеси в лопастях (с)

Время падения смеси с высоты h₂

Число циклов смеси, поднимаемой в лопастях:

где время одного оборота барабана, с; n-- частота вращения барабана, об/с; R -- радиус барабана, м.

Расчеты, произведенные по формуле, показывают, что для смесителей объемом 330, 880 и 1600 л число циркуляции смеси в лопастях z₂ = 2.

Таким образом, число циркуляции смеси за один оборот барабана для обоих случаев может быть принято одинаковым, т. е. Тогда мощность, затрачиваемая на подъем смеси (кВт):

Подставляя в формулу значения , получаем

Радиус барабана без больших погрешностей может быть принят по его цилиндрической части, так как основная масса смеси находится в его цилиндрической части.

Кроме работы по подъему смеси двигатель затрачивает энергию на преодоление сил трения в опорных частях барабана. Эти составляющие мощности (кВт) могут быть рассчитаны по формулам:

для смесителей, барабан которых установлен на роликах:

для смесителей, барабан которых установлен центрально на оси:

где G_б--сила тяжести барабана, Н; R_б -- радиус бандажа, м; r_р -- радиус опорного ролика, м; r₀--радиус оси, м; --угловая скорость барабана, рад/с; k_f-- плечо трения качения (k_f = 0,001 м);-- коэффициент трения в подшипнике барабана, установленного на оси; -- угол установки опорных роликов.

Мощность двигателя привода вращения барабана будет равна

где -- КПД трансмиссии.

Расчет механизма наклона барабана. Наклон барабана в современных бетоносмесителях производится пневматическим или гидравлическим цилиндром. Наибольшая нагрузка на шток цилиндра будет при крайнем нижнем положении барабана (рис. 191). Для быстрого и беспрепятственного истечения смеси максимальный угол наклона барабана принимается а = 60-65° В этом положении барабан свободен от смеси и нагрузка Q на шток цилиндра определяется из условия равновесия сил тяжести барабана G₆, траверсы G_T и силы Q относительно оси поворота траверсы:

плечи действия соответственно сил Q, G_би G_t.

Для предварительных расчетов параметры расположения центров масс барабана и траверсы могут быть приняты равными: h = 0,25R, l= 0,5R(здесь R -- внутренний радиус барабана).

Тогда при повороте барабана плечи действия соответствующих сил будут:

Нагрузка на шток цилиндра (Н)



На первоначальной стадии расчетов можно принимать G_T = 0,32G_CM и

G₆ = 0,38G_CM (здесь G_CM -- общий вес смес Диаметр поршня (м) пневмоцилиндра (гидроцилиндра) при заданном давлении рабочей среды р (Н/м²):

Производительность (м³/ч) смесителей циклического действия

где V₃-- объем смесителей (по загрузке), л; z-- число циклов (замесов) в час; k_B-- коэффициент выхода смеси (k_B = 0,65); k_И--коэффициент использования машины (k_И = 0,82-0,85). Число циклов

где t₁= 15-20-- время загрузки смесителя, с; t₂ = 12 -18-- время разгрузки смесителя, с; t ₃ -- время перемешивания, с.

Время перемешивания может изменяться в широких-пределах (40--120 с) в зависимости от состава смеси и конструкции барабана смесителя.

2. Решение задач № 1,2,3. 3. Литература: (2) стр. (стр. 307-314)

План практического занятия №7 (2 часа)

1. Расчет основных параметров двухвальных лопастных смесителей.

Производительность лопастных смесителей непрерывного действия (м³/ч)

где D -- диаметр лопастей, м; s-- шаг винтовой линии лопастей, м; п -- частота вращения валов, об/мин; k_B-- коэффициент возврата смеси, равный 0,6--0,7;-- коэффициент заполнения смесителя, равный 0,5--0,6; z -- число лопастных валов; k_П-- коэффициент прерывистости винтовой поверхности, образованной лопастями.

Коэффициент прерывистости является отношением проекции ширины лопасти на винтовую линию (рис. 7.1, б) к длине винтовой линии

где b -- ширина лопасти; а -- угол между плоскостью лопасти и осью вала;

б -- число лопастей в пределах одного шага винта.

Рис. 7.1 Схема к расчету лопастных смесителей: а -- схема установки лопастей; б -- развертка винтовой линии лопастей

Для обеспечения надлежащего качества перемешивания длина смесителя

L = (2,7-3)D.

Мощность привода затрачивается на преодоление сопротивлений при деформации и резании глины лопастями и на продвижение массы вдоль смесителя. Момент (Н-м), необходимый на вращение лопасти (рис. 7.1):

Мощность (кВт), затрачиваемая на вращение вала с лопастями:

где k_p -- коэффициент сопротивления резания глины, равный (1,8--2,5) 10⁶ Па; R_Н и R_b -- наружный и внутренний радиус лопасти, м.

Составляющая мощности, расходуемой на транспортирование смеси вдоль корыта (кВт):

где П -- производительность смесителя, м³/ч; р -- объемная масса смеси, кг/м³; L -- длина смесителя, м; W-- коэффициент сопротивления движению (для глины равный 4--5); g-- ускорение свободного падения, м/с².

Мощность двигателя

где -- КПД привода.

2. Решение задач № 1,2,3. 3. Литература: (2) стр. (стр. 307-314)

План практического занятия №8 (4 часа)

1. Расчет параметров грузоподъемных машины

Рассчитать механизм изменения вылета с помощью наклона стрелы (см. рис. 8.1). Грузоподъемность при всех вылетах Q = 5 т. Масса стрелы m_с=1,5 т. Длина L_c = 21 м. Длина стрелового полиспаста при максимальном вылете L_max=19 м. Угол наклона полиспаста стрелы при максимальном вылете = 13°.

Рис. 8.1 Схема для определения усилия в стреловом полиспасте

При минимальном вылете: угол наклона полиспаста стрелы = 55°, расстояние от обводного блока грузового полиспаста до оси корневого шарнира d = 0,6 м, длина стрелового полиспаста при минимальном вылете

L_min=13,6 м. Наибольший угол наклона стрелы к вертикали = 25°. Расстояние между осью шарнира стрелы и осью вращения крана (см. рис. 8.1) r=2 м.

Кратность грузового полиспаста =2, его кпд 0,99. Нагрузка от ветрового напора на стрелу 1200 Н, на груз = 1500 Н.

При минимальном вылете длина проекций стрелы: горизонтальной

= L_c sin = 21 * sin 25° = 9 м, вертикальной - H = L_ccos = 21 * cos 25° = =19 м.

Время перевода стрелы из крайнего нижнего в крайнее верхнее положение t= 1 мин. Режим работы средний, частота вращения поворотной части крана п_пов= 1 мин^-1.

Определим усилия в стреловом полиспасте для крайнего нижнего и крайнего верхнего положений стрелы. При этом считаем, что в крайнем нижнем положении стрела будет располагаться почти горизонтально, и для этого случая можно принять H=0 и d=0.

При крайнем нижнем положении стрелы:

^;

При крайнем верхнем положении стрелы:

Примем кратность стрелового полиспаста , КПД блока = 0,98 (табл.8.1).

Определим общий КПД полиспаста: = 0,95 * 0,98 = 0,93;

где КПД обводного блока _об = _6л = 0,98 и

КПД полиспаста =;

Усилие в ветви каната стрелового полиспаста, набегающей на барабан при крайнем нижнем положении стрелы:

;

При крайнем верхнем положении стрелы:

;

Среднее расчетное усилие в ветви каната, набегающей на барабан:

Ход стрелового полиспаста:

= 19- 13,6 = 5,4 м.

Длина каната, наматываемого на барабан:

l_к == 5,46 = 32,4 м.

Средняя скорость навивки каната на барабан:

;

Необходимая мощность двигателя:

где ==0,85- кпд механизма; , (ориентировочно).

Из табл. I.9.1 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором типа MTF 312-6 мощностью Р=17,5 кВт при п=950 мин-¹, с моментом инерции ротора I_р = 0,312 кгм², максимальным пусковым моментом

T_max= 480 Нм.

Определим разрывное усилие каната:

F = = 44 938 * 5,5 = 247 159 Н;

где k- коэффициент запаса прочности, k=5,5- для среднего режима работы.

Из табл. I.9.2 выбираем канат 22.5-Г-1-Н-1568 ГОСТ 7665--80 с разрывным усилием 250 500 Н.

Диаметр барабана и блоков: D = =22,518 = 405 мм;

где d- диаметр каната; е=18- коэффициент, зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы механизма (табл.8.2).

Допускается применять диаметр барабана по формуле:

D_б = 0,85D = 0,85405=345 мм.

Принимаем D_б = 360 мм (из стандартного ряда). Согласно табл. 8.3, примем шаг канавок на барабане t= 26 мм.

Рабочая длина барабана:

;

Частота вращения барабана:

Требуемое передаточное число механизма изменения вылета:

и=n/n_б= 950/28,65 = 33,16.

Расчетная мощность для выбора редуктора:

Р_р= k_pP=122,87 = 22,87 кВт:

где k_p=1-коэффициент, учитывающий условия работы редуктора

( табл. 8.4).

Из табл. I.9.3 выбираем редуктор типоразмера Ц2-400 с передаточным числом и_р = 32,42 и мощностью на быстроходном валу 28,1 кВт при частоте его вращения 750 мин-¹.

Фактическая частота вращения барабана:

Фактическая скорость навивки каната на барабан:

Эта скорость отличается от стандартного значения (см. табл. 8.5)

на 6 %, что допустимо.

Фактическое время перевода стрелы из крайнего нижнего в крайнее верхнее положение:

незначительно отличается от заданного.

Номинальный момент двигателя:

Т_ном = 9550= 9550 = 176 Н * м.

Максимальный статический момент двигателя при:

где z=1- число ветвей каната, наматываемых на барабан.

По этому моменту выбираем соединительную муфту. Определим расчетный момент муфты:

Т_м = 293,5 * 1,4 * 1,2 = 493 Н * м;

где k₁=1,4- коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма; k₂=1,2- коэффициент, учитывающий режим работы механизма ( табл. 8.6).

Минимальный статический момент двигателя:

Средний пусковой момент двигателя:

где максимальная кратность пускового момента электродвигателя: =1,9…3.2; минимальная кратность пускового момента электродвигателя.

Из табл. I.9.4 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту № 2 с тормозным шкивом и наибольшим крутящим моментом 800 Нм. Диаметр тормозного шкива 300 мм. Момент инерции муфты I_м = 0,6 кгм².

Момент инерции ротора двигателя и муфты:

= 0,312 + 0,6 = 0,912 кгм².

Момент инерции вращающихся масс системы и груза относительно оси поворота (оси корневого шарнира) стрелы ( рис. 8.2):

при вылете стрелы R = L_C +r=21+2 = 23 м.



Рис. 8.2 Расчетная схема крана.

Передаточное число:

где - угол между крайними положениями наклонной стрелы, рад:

=

Время пуска механизма при максимальном усилии в стреловом полиспасте:

где коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма (кроме ротора двигателя и муфты), .

что согласуется с данными табл. 8.7.

Время пуска при минимальном усилии в стреловом полиспасте:

что примерно соответствует данным табл. 8.7.

Выбор тормоза произведем для случая наиболее неблагоприятного горизонтального положения стрелы.

Статический момент при торможении (считается, что тормоз установлен на валу двигателя) при максимальном вылете стрелы:

Требуемый тормозной момент:

где коэффициент запаса торможения для механизма изменения вылета стрелы ( табл. 8.8).

Из табл. I.9.5 выбираем колодочный тормоз типа ТКТ-300 с диаметром тормозного шкива D= 300 мм и тормозным моментом 500 Нм, который следует отрегулировать до требуемого тормозного момента T_T = 318 Нм.

Производим проверку продолжительности торможения при действии максимального и минимального моментов.

Минимальный тормозной момент (при минимальном вылете стрелы):

Время торможения при максимальном усилии в стреловом полиспасте:

что примерно соответствует данным табл. 8.7.

Время торможения при минимальном усилии в стреловом полиспасте:

соответствует данным табл. 8.7. Проверяем правильность выбора двигателя по пусковому моменту:

.

Табл. 8.1 Коэффициент полезного действия блоков.

Тип подшипника	Условия работы
скольжения	Плохая смазка, высокая температура.	0,94	0,884	0,83	0,782	0,74	6,69	0,65	0,61
	Нормальная смазка	0,96	0,922	0,885	0,85	0,815	0,785	0,75	0,72
качения	Плохая смазка, высокая температура.	0,97	0,941	0,913	0,886	0,86	0,835	0,81	0,785
	Нормальная смазка	0,98	0,96	0,942	0,922	0,905	0,885	0,87	0,85

Табл. 8.2 Наименьшие допускаемые значения коэффициента е по правилам Госгортехнадзора.

Тип грузоподъемной машины	Тип привода механизма	Режим работы механизма	е
Грузоподъемные машины всех типов за исключением стреловых кранов, электроталей и лебедок	Ручной Машинный	- Легкий Средний Тяжелый Весьма тяжелый	18 20 25 30 35
Краны стреловые	Ручной Машинный	- Легкий Средний Тяжелый Весьма тяжелый	16 16 18 20 25
Электрические тали	-	-	20

Табл. 8.3 Размеры профиля канавок барабанов, мм.

Диаметр каната d, мм	Радиус r	Глубина h	Шаг t	Диаметр каната d, мм	Радиус r	Глубина h	Шаг t
7,4…8	4,5	2,5	9	21,5…23	12,5	7	26
8…9	5	2,5	10	23…24,5	13,5	7,5	28
9…10	5,5	3	11	24,5…26	14	8	29
10…11	6	3,5	12,5	26…27,5	15	8,5	32
11…12	6,5	3,5	13,5	27,5…29	16	9	34
12…13	7	4	15	29…31	17	9,5	36
13…14	7,5	4,5	16	31…33	18	10	38
14…15	8,5	4,5	17	33…35	19	10,5	40
15…16	9	5	18	35…37,5	21	11,5	42
16…17	9,5	5,5	19	37,5…40	22	12	44
17…18	10	5,5	20	40…42,5	23	13	48
18…19	10,5	6	22	42,5…45,5	25	14	50
19…20	11	6	23	45,5…47,5	26	14,5	52
20…21,5	12	6,5	24

Табл. 8.4Значения коэффициента k_p для редукторов РЦ-150А и КЦ.

Характер нагрузки	Режим работы редуктора
	Непрерывный; продолжительность работы в сутки, ч.	Преры- вистый средний	прерывистый легкий или непрерывный; 0,5 ч и сутки
	24	8	3
Спокойная	1,25	1,0	0,8	0,7	0,6
Умеренные толчки	1,5	1,25	1,0	0,8	0,7
Сильные толчки	2,0	1,75	1,5	1,25	1,2

Табл. 8.5 Номинальная скорость грузоподъемных кранов с гибкой подвеской грузозахватного органа, м/с.

-	0,01	0,1	1,0	10
-	0,0125	0,125	1,25	12,5
-	0,016	0,16	1,6	-
-	0,02	0,2	2	-
-	0,025	0,25	2,5	-
0,0032	0,032	0,32	3,2	-
0,004	0,04	0,4	4	-
0,005	0,05	0,5	5	-
0,0063	0,063	0,63	6,3	-
0,008	0,08	0,8	8	-

Табл.8.6 Значения коэффициента k₁ и k₂

Наименование механизма	k1	k2 при режимах
		Л	С	Т	Вт
Подъема	1,3	1,1	1,2	1,3	1,5
Передвижения	1,2
Изменение вылета	1,4
Поворота	1,4

Табл.8.7 Ориентировочное время пуска и торможения механизмов подъема и передвижения крана.

Наименование механизма	Время, с.
Механизм подъема груза при скоростях подъема груза:	пуска	торможения
менее 0,2 м/с	1…2	1,0
более 0,2 м/с	1…2	1,5
Механизм передвижения:
крана	5…8
тележки	1,5…5

Табл. 8.8 Значения коэффициента запаса торможения k_т

Режим работа механизма	kт
Механизм подъема груза:
легкий	1,5
средний	1,75
тяжелый	2,0
весьма тяжелый	2,5
механизм изменения вылета	Более 1,5

Крановые электродвигатели МТF с фазным ротором 50 Гц, 220/380 и 500 В. Основные параметры.

Тип электродвигателя	Мощность на валу, кВт, при	Частота вращения, мин - 1	Максимальный момент, Нм	Момент инерции ротора, кгм2	Масса электродвигателя, кг
	ПВ==15%	ПВ==25%	ПВ==40%	ПВ==60%	30 мин	60 мин
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
МТF 001-6	2						800
		1,7					850
			1,4		1,4		885	4,0	0,021	51
				1,2		1,2	910
МТF 012-6	3,1						785
		2,7					840
			2,2		2,2		890	5,7	0,029	58
МТF 111-6	4,5						850
		4,1					870
			3,5		3,5		895	8,7	0,048	76
				2,8		2,8	920
МТF 112-6	6,5						895
		5,8					915
			5		5		930	140	0,068	88
				4		4	950
МТF 211-6	10,5						895
		9					915
			7,5		7,5		930	19,5	0,115	120
				6		6	945
МТF 311-6	14						925
		13					935	320	0,225	170
			11		11		945
				9		9	960
МТF 312-6	19,5						945
		17,5					950	480	0312	210
			15		15		955
				12		12	965
МТF 411-6	30						945
		27					955	650	0,5	280
			22		22		965
				18		18	970
МТF 412-6	40						960
		36					965	950	0,675	345
			30		30		970
				25		25	975
МТF 311-8	10,5						665
		9					680	270	0,275	170
			7,5		7,5		695
				6		6	710
МТF 312-8	15						680
		13					695	430	0,387	210
			11		11		705
				8,2		8,2	720
МТF 411-8	22						685
		18					700	580	0,537	280
			15		18		710
				13		15	715
МТF 412-8	30						705
		26					715	900	0,75	345
			22		26		720
				18		22	730

Канат двойной свивки типа ЛК -3 конструкции 6х25 (1+6+6+12)+1 о.с. по ГОСТ 76 65-80

Диаметр каната, мм	Ориентировочная масса 1000 мм смазанного каната, кг	Маркировочная группа, МПа
		1372	1568	1764	1960
		разрывное усилие каната в целом, Н, на менее
8,1	236,5	-	31900	35100	38050
9,7	342,5	-	46300	50850	55100
11,5	464,0	54900	62700	68900	74750
13,0	605,0	71500	81750	89450	97200
14,5	763,5	90350	102500	113000	122500
16,0	941,5	110500	126500	139500	151000
17,5	1140,0	134500	153500	169000	183000
19,5	1357,5	160000	183000	201000	218500
21,0	1594,0	188500	215000	236500	256500
22,5	1857,0	219000	250500	275000	298500
24,0	2132,0	251500	288000	316500	343000
25,5	2426,0	286500	327500	360000	390500
27,5	2739,0	323500	369500	406500	441000
29,0	3071,0	363000	415000	456000	494500
32,0	3768,0	445500	509500	559500	607000
35,5	4562,5	539000	616500	677500	735000
38,5	5405,0	639000	730500	795000	868500
42,0	6349,0	751000	857500	943000	1015000
45,0	7397,0	874500	999500	1095000	1190000
48,5	8496,0	999500	1145000	125500	1365000

Редукторы цилиндрические горизонтальные двухступенчатые тип Ц2. Техническая характеристика.

Типоразмер редуктора	Ц2-250	Ц2-300	Ц2-350	Ц2-400	Ц2-500
передаточные число	Частота вращения быстрохолодного вала, мин-1	режим работы	мощность на быстроходном валу, кВт
номиналь ное	факти ческое
1	2	3	4	5	6	7	8	9
50	50,94	750	Л	6,3	9,9	15	29,2	50
			С	4,2	7,4	11,1	19,4	37
			Т	2,42	3,9	5,9	7,9	18,75
			ВТ	1,67	2,63	3,96	7,7	13,5
		1000	Л	8,2	12,5	20	39	67,2
			С	5,66	9,5	14,2	19,3	45,5
			Т	2,87	4,75	7,25	9,6	22,9
			ВТ	2,2	3,52	4,86	10,3	13,9
		1500	Л	11,5	18,5	27,5	54,5	94
			С	7,66	11,2	18,4	25,7	59,6
			Т	3,8	7,6	9,2	13,6	32,2
			С	8,1	14,6	21,8	28,1	64
			Т	4	7,8	12,4	14,2	32,3
			ВТ	3,54	5,67	8,31	14,55	28
		1500	Л	17	27,5	40	61,6	139
			С	10,3	19,3	30,2	31,4	77
			Т	5,7	13,5	16,7	16,8	43
			ВТ	4,45	6,88	9,5	18,6	34,8
25	24,9	750	Л	12,5	19	30	60
			С	9,25	16,1	22,4	35
			Т	5,6	9,7	13,5	17,5
			ВТ	3,36	5,3	7,95	15,6
		1000	Л	14	20	36	70,5
			С	11,7	18,3	27,1	42,2
			Т	6,15	9,3	14,5	21,1
			ВТ	4,05	6,36	9,53	18,75
		1500	Л	11,5	33	54	96
			С	16,3	21,2	39,5	45
			Т	8,2	16,2	19,4	27,8
			ВТ	2,6	4,22	6,17	12,1	21,2
40	41,34	750	Л	7,5	11,5	18,4	36,2	62
			С	5,6	8,3	13,4	23,2	42,2
			Т	2,85	4,5	6,8	11,1	22,4
			ВТ	2	3,19	4,77	9,25	16,1
		1000	Л	9,8	14	22	43,5	75
			С	6,95	11,2	16,3	28,1	55
			Т	3,43	5,9	8,2	14,2	27,5
			ВТ	2,39	3,81	5,56	11,1	19,4
		1500	Л	13	21	31,5	62	107
			С	8,85	12,3	22,5	31,4	70,2
			Т	4,5	8,9	10,7	16,8	35,8
			ВТ	3,02	4,72	7,15	14	23,6
31,5	32,42	750	Л	10,5	14,5	20	48,5	83
			С	6,62	10,4	16,6	23,2	52,7
			Т	3,6	6,4	10,3	11,1	26,3

Муфты упругие втулочно-пальцевые с тормозными шкивами

Номер муфты	Наибольший передаваемый крутящий момент, Н·м	Диаметр тормозного шкива	Ширина тормозного шкива D, мм	Масса муфты, кг	Момент инерции муфты, кг·м2
1	500	200	95	25	0,125
2	800	300	145	60	0,6
3	5500	400	185	125	2,25
4	7000	500	210	175	5,0

Тормоза колодочные электромагнитные. Техническая характеристика

Параметры	Типоразмер тормоза
	ТКТ - 100	ТКТ- 200/100	ТКТ- 200	ТКТ- 300/200	ТКТ-300
	ТКП- 100	ТКП- 200/100	ТКП- 200	ТКП- 300/200	ТКП-300
Диаметр тормозного шкива, мм	100	200	200	300	300
Наибольший тормозной момент, Н·м
при ПВ=25%	20	40	160	240	500
при ПВ=40%	20	40	160	240	500
	16	32	125	190	420
при ПВ=100% (для ТКТ)	11	22	80	120	200
Масса тормоза, кг	12	25	37	68	92
	12,5	25	34	65	84

Примечания: 1. ТКТ - тормоза с электромагнитами переменного тока;