Классификация грохотов (стр. 2 из 3)

r – радиус центра масс дебалансного груза, м

- угловая скоростьдебалансного вала

g – вес дебалансного груза

с-1

g = 470 H

3.4. Расчёт потребляемой мощности

Потребляемая грохотом мощность расходуется на преодоление трения в подшипниках вала.

, где

Т – действующая на подшипник сила трения

Р – центробежная сила от дебалансного груза

- коэффициент трения вала в подшипниках

Работа трения

, где

d – диаметр вала

n – частота вращения вала

Дж

Потребляемая мощность на один дебаланс

Потребляемая мощность грохота

Мощность двигателя определяют, разделив результат, полученный по выше указанной формуле, на к. п. д. приводного механизма, который составляет обычно

Другими потерями в вибрационном грохоте пренебрегают, в виду их малости.

3.5. Определение производительности грохота

Производительность вибрационных грохотов точному расчёту не поддаётся и является величиной опытной, однако можно указать, что она пропорциональна ширине грохота, высоте слоя материала на грохоте и скорости его движения вдоль сита. Последняя в свою очередь зависит от угла наклона грохота, частоты вибрации и амплитуды колебаний сита. Ориентировочно её можно определять следующим образом. Находящаяся на наклонном сите частица в результате его вибрации подбрасывается на высоту, равную амплитуде вибрации, т.е.2e, затем под действием силы тяжести падает вертикально, смещаясь вдоль сита на величину, равную

Ориентировочно производительность грохота в (г/ч) можно определить по формуле:

, где

В – ширина просеивающей поверхности В = 1,142 м.

h – высота слоя материала

, где

d – размер наиболее крупных кусков материала d = 0.15 [3. c 26]

- коэффициент разрыхления движущегося материала = 0,6 [2. c 265]

е – амплитуда вибрации грохота е = 0,005 м. [3 c.26]

- плотность просеиваемого материала = 2650 [2 c.364]

n – частота вращения вала n = 900 [3 c.26]

- угол наклона короба [2 c.279]

Q = 25 м3/ч

3.6. Расчёт клиноремённой передачи

а) Передаточное число клиноремённой передачи определяем по отношению диаметров шкивов

б) Максимальная потребляемая мощность N = 7 кВт

в) Фактическое среднее межосевое расстояние а = 765 мм

г) Угол наклона передачи к горизонту

Подбор электродвигателя

Необходимая мощность электродвигателя

, где

Nгр – максимальная мощность потребляемая грохотом

- к. п. д. ремённой передачи [1 c.23]

Применяем электродвигатель типа

4А13254У3

Номинальная мощность 7,5кВт

Номинальная частота вращения 1455 об/мин

Кинематическая схема ремённой передачи

Подбор ремня

По рекомендации принимаем клиновой ремень профиля Б [1 c.216]

Lр – ширина ремня 14 мм

W – максимальная ширина ремня 17 мм

Т0 – высота профиля 10,5 мм

Lр – расчётная длинна ремня принятая для определения номинальной мощности на один ремень 2240 мм

Существующий шкив d1 = 250 мм, что d1 > 125 мм [1 c.263] значит расчёт передачи будем проводить при частоте вращения ротора nр=1458 об/мин

Существующий шкив d2 (на грохоте) равен d2 = 375 мм

Определяем длину ремня

, где

А – межосевое расстояние между осями двух шкивов А = 765 мм

Принимаем Lp = 2500 мм [1 c.263]

Определение расчётной мощности:

, где

Ро – номинальная мощность

- коэффициент учитывающий угол обхвата

СL – коэффициент учитывающий длину ремня

Сp – коэффициент динамичности и режима работы

При обхвате

= 1 [1 c.267]

При Lp = 2500 мм СL = 1,03 [1 c.268]

Сp = 1,5 [1 табл.9.7]

Скорость ремня

При скорости ремня V = 19 м/с диаметре шкива d1 = 250 мм и профиле ремня Б

Р0 = 6,6 кВт [1 c.265]

Расчётная мощность на один ремень

Учитывая, что передача включает три ремня, то Рр = 13,2 кВт, а это больше фактической мощности Nгр = 7 кВт

3.7. Определение опорных реакций

Реакции опор

, где

Рц – центробежные силы от дебалансного груза

Исходные данные к построению эпюр изгибающих и крутящих моментов

а = 0,08 м с = 0,12 м в = 1,3

Максимальный изгибающий момент возникает посередине вала

Крутящий момент

При прочностных расчётах вала Мкр можно пренебречь

Условия прочности

Из условия прочности определяем необходимый момент сопротивления не симметричного опасного сечения вала

, где

- предел прочности для данного вала сталь 40X ГОСТ 4543-71

Wн – момент сопротивления не симметричного опасного сечения вала

Ми max – максимальный изгибающий момент

- 65МПа – допустимые напряжения на изгиб

Расчетная схема вала

3.8. Проверочный расчёт зубчатой передачи

Исходные данные и чертежа грохота [3 c.26]

Частота колебаний n = 900 1/мин

Амплитуда е = 5 мм

Мощность электродвигателя Nдв = 7 кВт

Угловая скорость

= 94,2 с-1

Определяем мощность на дебалансном валу

, где

- КПД ремённой и зубчатой передачи [4 c.21]

Определяем крутящий момент на валу

Определяем модуль и число зубьев и колёс, учитывая что колёса не коррегированны, передаточное число U = 1, а межосевое расстояние aw=240мм

Задаваясь модулем m = 4 мм, определим что

Назначаем материал колёс сталь 40X, термическая обработка – улучшение. Для него допустимые контактные напряжения

=441 МПа, напряжения изгиба =267 МПа.