Грохот инерционный

Содержание Аннотация

1. Определение технологических параметров грохота

2. Определение конструкционных параметров грохота

3. Расчет деталей грохота

3.1 Расчет пружинных амортизаторов

3.2 Расчет клиноременной передачи

3.3 Расчет вала

3.4 Выбор подшипников

3.5 Расчет шпоночных соединений Список литературы Аннотация Данный курсовой проект посвящен проектированию инерционного грохота с одним ситом, нижняя фракция которого 20 мм, производительностью 100 м³/ч. Определяются основные технологические и конструкционные параметры грохота, также проводятся расчеты элементов грохота.

1. Определение параметров грохота

1.1 При делении исходного материала на две фракции, при одном сите, площадь которого определяется из формулы где — производительность грохота, м³/ч; - удельная производительность грохота, м³/(м²· ч); - площадь грохочения, м²; - коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера; - коэффициент, учитывающий процентное содержание зерен нижнего класса в исходном материале; - коэффициент, учитывающий содержание в нижнем классе зерен размером менее половины отверстий сита; - коэффициент, учитывающий неравномерность питания зернового состава материала, форму зерна и тип грохота.

Угол наклона короба:

где Е — эффективность грохочения, принимается 82% при условии обеспечения 5% взаимной засоренности фракций [1, стр. 74]; С — содержание зерен нижнего класса в исходном материале.

(для стандартного состава исходного материала [1, стр. 70]).

Учитывая рекомендуемые соотношения размеров сита 1:2,5, примем:

ширина сита В=1,2 м, длина сита L=2,5 м.

Площадь сита с учетом рекомендаций соотношения: BL=3

1.2 Эффективность грохочения грохот зерно передача подшипник где — эталонная эффективность грохочения, [1, стр. 70],

1.3 Высота подбрасывания зерен

1.4 Скорость отрыва зерен материала от сита

1.5 Значение амплитуды колебаний короба

1.6 Частота колебаний короба с ситом

1.7 Ускорение короба грохота Значение не превышает значения

1.8 Динамический коэффициент что меньше предельного допустимого значения, [1, стр. 76].

2. Определение конструкционных параметров грохота

2.1 Частота вращения вала

2.2 Скорость движения материала по ситу где — коэффициент, зависящий от угла наклона грохота, — поправочный коэффициент, учитывающий производительность на метр ширины грохота; - эксцентриситет вала, мм;, [1, стр. 82], =1 мм.

2.3 Масса материала где — плотность сортируемого материала,

Массу короба назначим исходя из выражения [1, стр.82].

2.4 Статический момент дебалансов где — масса дебалансов, кг., — эксцентриситет центра массы дебалансов, м.

Статический момент одного баланса:

Принимаем

2.5 Сила инерции

2.6 Мощность на преодоление сил трения в подшипниках где — приведенный коэффициент трения в подшипниках качения, принимаемый из диапазона 0,01…0,005 [1, стр. 89]. Принимаем

— диаметр вала, на котором расположены дебалансы, м. Ориентировочно рассчитывают по зависимости [1, стр. 89]:

где — допустимое значение касательного напряжение кручения, примимаем

Приминаем

2.7 Мощность на преодоление сопротивления вращению вала дебалансов

2.8 Потребная мощность двигателя Выбираем двигатель АИР180М2 с параметрами

3. Расчет деталей грохота

3.1 Расчет пружинных амортизаторов Примем частоту собственных колебаний грохота [1, стр. 91]. Круговая частота Частота вынужденных колебаний щ не должна превышать частоту любой из форм собственных колебаний грохота не менее, чем в 4 раза: что удовлетворяет условию соотношения [1, стр. 91].

Жесткость всех пружин в вертикальном направлении:

Наименьшая рабочая нагрузка на пружины:

Наибольшая рабочая нагрузка на пружины:

На одну пружину действуют нагрузки:

Принимаем для пружины материал — сталь 60С2, предел выносливости при изменении касательных напряжений ф₀=340 МПа.

Принимаем из рекомендуемого диапазона индекс пружины с=6.

Диаметр проволоки:

где

где S=1,3-коэффициент безопасности;

k_ф=1,2-коэффициент концентрации касательных напряжений;

Принимаем

Средний диаметр пружины D=c· d=6·14=0,084 м.

Число рабочих витков пружины:

где — модуль упругости стали при кручении.

Принимаем

Полное число витков:

Длина пружины до соприкосновения витков:

а в ненагруженном состоянии:

Наружный диаметр пружины:

Внутренний диаметр пружины:

Шаг витков:

Угол подъема винтовой линии:

Жесткость пружины в горизонтальном направлении:

3.2 Расчет клиноременной передачи Мощность на малом шкиве 30 кВт, частота вращения:

передаточное число:

По диаграмме [2, рис. 2.2.2, стр. 16] определяем сечения ремня. По мощности принимаем сечение Б (В).

Принимаем диаметр малого шкива Определим диаметр большого шкива

Линейная скорость ремня:

при допускаемом не более 30 м/с.

Межосевое расстояние:

где высота ремня [2, стр. 16].

Принимаем

Расчетная длина ремня:

Принимаем

Номинальное межосевое расстояние:

Угол обхвата:

Необходимое число ремней:

где — номинальная мощность, передаваемая одним [2, стр. 17, табл. 2.2.7]; - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил [2, стр. 15, табл. 2.1.4]; - коэффициент, учитывающий длину ремня, [2, стр. 17, табл. 2.2.6]; - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче [2, стр. 16].

Принимаем

Сила, нагружающая валы передачи:

Где Где где крутящий момент на ведущем шкиве;

где коэффициент тяги [2, стр. 16].

3.3 Расчет вала Определим реакции опор:

У У

Изгибающий момент:

Проверим диаметр вала в его опасных сечениях на прочность:

где; [2,стр.66].

Принимаем материал вала Сталь 30, для которой предел выносливости при изгибе

Отсюда получаем:

Принимаем диаметр вала

Конструктивно принимаем диаметры вала:

— под подшипниками

— под дебалансами

— между подшипниками

3.4 Выбор подшипников

3.4.1 Подшипники вала с дебалансами Принимаем подшипники по ГОСТ 28 428–90 «Подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные».

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

где [2, стр.86],

[2, стр.86],

;

коэффициент безопасности [2, стр. 87, табл.8.5.3],

температурный коэффициент [2, стр. 87, табл.8.5.4].

Исходя из динамической нагрузки на подшипник, выбираем подшипник 1316 с параметрами: d=80мм, D=170мм, С=88 000 Н.

3.4.2 Подшипники опор короба В данном случае внутреннее кольцо подшипников практически не будет вращаться относительно наружного, поэтому эти подшипники выберем по статической грузоподъёмности.

Исходя из нагрузки на подшипник, выбираем роликовый радиальный сферический двухрядный подшипник 53 612 ГОСТ 24 696–81 с параметрами: d=60мм, D=130мм, С=235 000 Н, С₀=166 000 Н.

3.4.3 Подшипники натяжного ролика Принимаем подшипники по ГОСТ 8338–75 «Подшипники шариковые радиальные однорядные».

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

где [2, стр.86],

[2, стр.86],

;

коэффициент безопасности [2, стр. 87, табл.8.5.3],

температурный коэффициент [2, стр. 87, табл.8.5.4].

Исходя из конструктивных соображений, выбираем подшипник 106 с параметрами: d=30мм, D=55мм, С=13 300 Н, С₀=6800 Н.

3.5 Расчет шпоночных соединений

3.5.1 Расчет шпонок на смятие Расчет шпонок на смятие производят по следующей зависимости:

где [2, стр.126], — диаметр вала в месте установки шпонки,;; коэффициент внешней динамической нагрузки[2,стр.53,табл.4.2.9]; - размеры шпонки.

Шпонка под ведомый шкив:

Шпонка под ведущий шкив:

3.5.2 Расчет шпонок на срез Расчет на срез ведут по условию:

— допускаемое напряжение на срез.

Шпонка под ведомый шкив:

Шпонка под ведущий шкив:

Следовательно, шпонка выдержит напряжения на срез.

Список используемой литературы

1. Машины для дробления, сортировки и обогащения горных пород: учеб. пособие/ О. Н. Алешин. — Брянск: БГТУ, 2006. — 112 с.

2.Детали машин. Проектирование: справочное учебно-методическое пособие/Л.В.Курмаз, А. Т. Скойбеда.-Москва, Высшая школа, 2005, 300с.