Опис технологічного процесу виготовлення цегли

Об’ємна маса,т/м³                                                                                        1,9

Ступінь розпушення                                                                                    0,65

Кут нахилу просіювальної поверхні                                                          18⁰

Число обертів вала вібратора, об/с 11

Ширина просіювальної поверхні, м 1,315

Довжина  просіювальної поверхні, м 2,630

Потужність приводу,кВт 2,2

Габаритні розміри , м

– довжина 3,5

– ширина 2000

– висота 2,060

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Опис конструкції і принципу роботи грохота вібраційного                      

 

        Розроблювана машина – грохот вібраційний ексцентриковий рис.3.1. Розподіл матеріалу на фракції відбувається при переміщенні його по горизонтально розташованим ситам 2, які разом з коробом 1 здійснюють коливання у вертикальній площині. Коливання коробу передаються від ексцентрикового валу 3, що проходить точно у центрі ваги мас, які коливаються.  Привід  віброгрохоту здійснюється від електродвигуна 6 через клинопасову передачу 7. Короб встановлюється на нерухомій зварній рамі 5, яку пружинними підвісками 4 кріплять до балок перекриття. У коробі 1  за допомогою спеціальних захватів встановлюються два яруси сит. Так як розподіл матеріалу передається від крупного до мілкого ячейки верхнього сита більші, ніж нижнього. Осередки  верхнього та нижнього сит квадратні зі сторонами 0,15 м та 0,026 м відповідно.

Ексцентриковий вал  встановлюється у закритій роликопідшипниковій опорі 8. На ексцентриковій частині валу знаходиться друга пара роликопідшипників 9. За допомогою спеціальних косинок, закріплених на корпусах підшипників 9, підвішується короб грохота 1. При обертанні валу 3 корпуси роликопідшипників 9 переміщуються по круговій траєкторії, а разом з ними по круговій траєкторії рухається і короб з ситами. Для запобіганні вібрації опірних підшипників 8, зв'язаної з ними нерухомої рами 5, яка виникає від відцентрової сили інерції, на валу встановлений дебаланс 10 з противагою.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.3.1. Грохот вібраційний

1-короб, 2-сита, 3-ексцентриковий  вал, 4-пружинна підвіска, 5-зварна рама, 6-електродвигун, 7-клинопасова передача, 8-роликопідшипникова опора, 9-рухомий роликопідшипниковий корпус, 10-дебалансне колесо.

 

 

 

 

                         

 

4. Інженерно-технічні  розрахунки основних параметрів грохоту

 

4.1. Параметричні розрахунки

 

  Вихідні  дані:   продуктивність грохота П

= 30 т/год; крупніють кусків матеріалу D' =0,1 м, D'' = 0,03 м з параметрами = 2  т/м , ступінь розпушення =65.

      Число обертів вала вібратора:

 

n

об/с                                                         

 

де r - амплітуда вібрації, за дослідними даними r= (1…3) 10 ^-3.

Приймаємо: r = .

                           n = 25 об/с .

 

4.2. Визначення  конструктивних параметрів грохоту

 

      Ширину просіючої поверхні грохота  знайдемо з формули продуктивності:

,

де В –ширина сита грохота. Отже,

 

м.

 

Довжина сита грохота:                

                                               .

Число сит в грохоті  – 2.

По геометричним розмірам сита визначаємо вібруючу масу, що складається з маси рами з ситами і матеріалу.

 

 

Оптимальне грохочення відбувається при висоті шару матеріалу  на ситі 1,5...2 максимального діаметра куска.

 

Звідси:

т,

 

  де F- площа корисної поверхні сита, м

,

- густина матеріалу.

Визначаємо масу рами з ситами:

Маса сит:

.

Маса рами:

 

де  – довжина рами, м; - ширина рами, м; - маса швелеру; b - ширина полички    швелеру, м.

 

Маса рами з ситами :

 

.

Приймаючи амплітуду  вібрації визначаємо дебалансний момент:

 

,

 

Звідси прийнявши конструктивно  відстань від центру ваги неврівноваженої частини дебалансу до осі обертання отримаємо масу дебаланса:

 

.

 

4.3. Кінематичний розрахунок грохоту

                                              Рис.4.1. Кінематична схема

 

4.3.1. Вибір електродвигуна

Потужність приводу:

,

де  - діаметр валу у місці встановлення підшипників, м;

- приведений коефіцієнт тертя ковзання підшипника,

- ККД приводу

,

 

Таким чином:

кВт.

Загальне (приблизне) значення передаточного числа для  кожного з чотирьох двигунів в залежності від синхронної частоти обертання:

 

;    ;    ;   

 

де  – частота обертання валу віброгрохота, n = 600 об/хв.

 

;    ;  ; 

 

Виходячи  з кінематичної схеми приводу, загальне передаточне число  ,  де – передаточне число клинопасової передачі. Для клинопасової прередачі рекомендований інтервал передаточних чисел = 2...5, тому

 

;   

Порівнюючи  загальні (приблизні) передаточні числа  кожного з чотирьох електродвигунів  з  мінімальним максимальним передаточними числами та беручи до уваги умову , отримаємо Згідно ГОСТ 195823 – 81 вибираємо двигун 4А90L4У3 з потужністю ; частотою обертання .

 

4.3.2. Розрахунок радіусу дебалансу

 

Радіусом  обертання дебалансу є відстань від осі обертання до центру ваги дебалансу.

Радіус дебалансу:  

r =

 

де  r - відстань від осі обертання до центру ваги дебалансу

 

r =

160мм

 

Радіус обертання  дебалансу r =160мм

 

4.3.3. Розрахунок  клинопасової передачі

 

Вихідні дані для розрахунку потужності, що передається  ведучім шківом:

 

, де  ,

 

, частотою обертання ведучого  шківа  , - попереднє значення передаточного числа клинопасової передачі

Згідно ГОСТ 12843 – 30 вибираємо переріз паса –  А.

Розміри перерізу паса:

h=8мм, b_р=11мм, b_a=13.

Площа перерізу паса    А =81мм²

Маса паса q=0,10кг

Для прийнятого перерізу паса діаметр ведучого шківа  .

Колова швидкість:

 

=

 

де  – діаметр ведучого шківа

- частота обертання ведучого  шківа

- допустима колова швидкість  для даного перерізу паса,

Діаметр веденого шківа (орієнтовано):

,

 

де  - коефіцієнт пружного ковзання паса, .

 

За ГОСТ 20898 – 75 приймаємо 

Уточнюємо передаточне  число:

 

.

 

Відносна похибка передаточного числа:

 

 

Фактична  частота обертання веденого шківа:

Міжосьова відстань (орієнтовно):

 

,

де к=1,1.

При цьому  необхідне виконання умови:

 

,

 

де  h – висота перерізу паса h=8мм,

 

.

Розрахункова  довжина паса:

 

 

Згідно ГОСТ 1284.1 – 80 приймаємо 

Число обертів паса:

 

 

Відповідно прийнятій  довжині паса уточнюємо міжосьову  відстань:

 

 

Кут обхвату ведучого шківа:

 

Потрібна кількість  пасів:

 

- допустима номінальна потужність,

- коефіцієнт динамічності та  режиму роботи передачі,

- коефіцієнт кута обхвату, 

- коефіцієнт, що враховує вплив  на довговічність довжини паса,

- коефіцієнт, що враховує число  пасів у комплекті клинопасової  передачі,

 

 

 

              

4.3.4. Конструювання шківа

 

Вибір матеріалу шківа залежить від швидкості. В зв'язку з тим, що шків виготовляють з сірого чавуна СЧ 15 ГОСТ 1412 – 85. З технологічних  міркувань приймаємо шків зі спицями та з тупицею по ГОСТ 20897 – 75. Шків зображено на (рис. 4.2)

Розрахунковий діаметр  шківа 

Зовнішній діаметр шківа 

Внутрішній діаметр маточини 

Ширина шківа 

 

 

Рис. 4.2 Шків

4.4. Розрахунок на міцність та жорсткість

4.4.1. Розрахунок вала вібратора на статичну міцність

 

  Вихідні дані: розрахункова схема вала (рис.5.1); колова сила Ft = 310 Н; сила, що діє на вал та підшипники Fr = 3778 Н; сила інерції, яку розвиває маса дебалансу

Fm = m (a+r) ω , де а – амплітуда коливань, а = 2,5 10 м, r-  ексцентриситет дебалансу, r = 2,5 10 м, m_g маса дебалансу, m = 27,5 кг, ω – кутова швидкість,

ω = 60,7.

Таким чином Fm = 1316 Н.

Згідно розрахункової  схеми визначаємо опорні реакції:

 

= 0

Fr

0,1 – Fm 0,1 – Rby 0,28 = 0

=0

Ray – Fr –  Rby –Fm = 0

Ray = Rby + Fm + Fr = 1231 + 1316 + 3778  =  6325Н

 

= 0

Rby

0,2 Ft 0,1= 0

Rb =

= 155Н

 

=0

Rax = Ft – Rby = 310 – 155 Н

 

Згідно методу перерізів  будуємо епюри згинаючих моментів:

Мз = = = 379Н

Мз = = = 144Н

 

Приведений момент:

 

Мпр = = = 384,4Н

Мпр = = = 158,6Н

де  - коефіцієнт розбіжності циклів навантаження;  = 0,6.

Рис. 4.3. Cхема навантаження валу

Побудувавши епюру крутних моментів (рис. 5.1) можна побачити, що небезпечним перерізом вала є переріз 1, але так як в перерізі 2 діє де балансний момент, а також на цьому перерізі розташована шпонка, яка являється концентратом напружень, то розрахований у небезпечному перерізі діаметр необхідно збільшити у перерізі 2.

З умов міцності

d

= = = 39.6 мм

Приймаємо d = 40 мм.  Під дебалансом з викладених вище міркувань приймаємо

d = 50 мм

 

4.4.2. Визначення сил напружень та розрахункової довговічності

 

Колова сила:

Сила початкового натягу одного паса:

де g – маса 1м паса, g=0,1 кг/м

 

Сили, що діють на вал та підшипники:

Напруження у ведучій  вітці паса:

де  – напруження від початкового натягу паса,

А – площа перерізу паса, А=81 мм

Напруження згину у  пасі на дузі обхвату ведучого шківа:

Е - модуль пружності для кордкотканевих пасів приймаємо, Е = 70мПа

- відстань від нейтральної  лінії до найбільш напружених волокон,

Напруження, які виникають  у пасі від дії відцентрових сил:

де  - питома маса,

Максимальні напруження у перерізі ведучої вітки паса в місці набігання його

на ведучий шків:

Розрахункова довговічність:

де  - границя витривалості,

m – показник степеня , m = 8

- коефіцієнт, що враховує вплив передаточного числа,

- коефіцієнт, що враховує непостійність навантаження,

 

 

 

 

4.4.3. Розрахунок шпонкових з’єднань

 

    Найбільш небезпечною  деформацією для шпонок та  пазів є згинання від крутного  моменту.

 

зм  =

Звідси:

l

    Для шпонок  по ГОСТ 10748 – 79

    l l – b

    де l – робоча довжина шпонок