Лабораторная работа вибрационные машины. Отчет 2. Отчет по практической работе 2 Расчет вибрационного грохота

• Название: Отчет по практической работе 2 Расчет вибрационного грохота
• Анкор: Лабораторная работа вибрационные машины
• Дата: 06.10.2022
• Размер: 307.34 Kb.
• Имя файла: Отчет 2.docx
• Тип: Отчет; #717146

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
ИРКУТСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра Строительных, дорожных машин и гидравлических систем

Вибрационные процессы и машины в строительстве

ОТЧЕТ

по практической работе №2

«Расчет вибрационного грохота»
Выполнил студент группы: СДМ-19-1 ___________ А.М. Черных

Шифр подпись И.О.Фамилия

Проверил: ___________ А.Б. Белых

подпись И.О.Фамилия

Иркутск 2022 г.

Цель работы: Произвести расчет вибрационного грохота, расчет дебалансов, определить конструктивные размеры опорных пружин, подобрать электродвигатель, произвести расчет дебалансного вала, а так же произвести проверочный расчет подшипников.

Исходные данные по вариантам:
Таблица 1 – Исходные данные

номер варианта	П, т/ч	α	ω, Гц	вид груза	Н, м
15	104	18	30	3	1,0

Таблица 2 - Коэффициент сопротивления перемещению материала

	Вид насыпного материала	Коэффициент сопротивления, w
1	Гипс сырой	0,4

1 Расчет вибрационного грохота
Короб 1 с ситом 2 закреплен на вертикальных упругих опорах 3, совершает прямолинейные колебания (по стрелке А) под углом к плоскости сита, возбуждаемые вибратором 4. Вибратор установлен на опорной раме, укрепленной на коробе под углом 35-55° к плоскости сита, что обеспечивает движение материала с элементами подбрасывания.

Рисунок 1 - Схема вибрационного грохота
Исходные данные:

1. Масса грохота М_Г – 3700 кг.

2. Размеры просеивающих поверхнлостей: L= 3,95м, B= 1,5м.

3. Производительность: П = 390 т/ч (176м³/ч)

4. Плотность материала ρ = 1800 кг/м³ .

Амплитуду виброперемещений принимаем согласно рекомендации НИИСДМ.

Для нормальной работы наклонного грохота и его самоочищения при работе амплитуда должна находится в пределах м. Принимаем а = 4·10^-3 м.

Виброскорость перемещений, м/сек

(1)

или

(2)

где - высота подтрясывания, м; α = 15^о – угол наклона короба.
Для определения массы материала находящегося на просеивающей поверхности М_М, необходимо найти высоту слоя материала h.



где F_M – площадь сечения материала, находящегося на просеивающей поверхности;

В – ширина просеивающей поверхности.



где П_С - секундная производительность



П_С = 176 / 1200 = 0,146 м³/с

F_M = 0,146 / 0,2 =0,73 м²

м

М_М = F_П · h · ρ · m

где F_П – площадь просеивающей поверхности, м²;

m – коэффициент, учитывающий возможную неравномерность питания и зернового состава материала для наклонного грохота m = 0,6.

М_М = 6,985·0,496·1200·0,6 =2153 кг

Тогда масса вибрирующих частей будет равна:

М_В.Ч. = М_Г + М_М

М_В.Ч. = 4000 +2153 = 6153 кг

Угловая скорость колебаний, рад/с

ω = 30 Гц = 186,2 рад/с (3)
Центробежная вынуждающая сила вибровозбудителя, Н

F = М_В.Ч. · а · ω² (4)

F= 6153 · 0,003 · 30² = 16613,1 Н

Жёсткость упругих опор, Н/м

С = М_В.Ч. ·(ω/10)² (5)

С = 6153 · (30/10)² = 151825 Н/м

Мощность привода, кВт

(6)

Р = 60730·50·(0,004/1 + 0,001·0,055)/2·0,9 = 6,84 кВт

Также



где - мощность, требуемая на колебания, кВт;

- мощность, расходуемая в подшипниках, кВт.

(7)

где u - коэффициент направленности колебаний (для наклонных грохотов u=1)

μ - коэффициент трения качения ( μ=0,001-0,005)

η - КПД привода (η=0,8-0,9)

d = 0,055 м - диаметр вала.
2 Расчет дебалансов
Сечение неуравновешенных частей (дебалансов) – чаще всего имеет форму кольцевого сектора, круга или прямоугольника. Оптимальная форма и размеры дебалансов выбираются из условия минимума веса дебаланса и его момента инерции при заданной величине возмущающей силы.

Исходя из этого принимаем секторную форму дебалансов (см. рис. 2).



Рисунок 2 - Схема для расчёта дебаланса
Для нахождения размеров дебаланса, его требуемой массы следует найти значение статического момента всего грохота и дебаланса.

Статический момент грохота, кг·м

(8)
Амплитуда колебаний грохота а = 4·10^-3 м.

Масса колеблющихся частей грохота включая материл, находящийся на просеивающей поверхности принята М_В.Ч. = 6153 кг, получим

S_В = 6153· 0,004 = 24,61 кг·м

Так как принимаются два дебаланса, то статический момент одного дебаланса будет равен:

S_Д = S_В (9)

S_Д = 24,61 / 2 = 12,305 кг·м

Статический момент секторного дебаланса определяется по формуле:

S_Д =  (10)

где δ – плотность материала дебаланса в кГ/м³;

b – толщина дебаланса в м;

R₂ – наружный радиус дебаланса в м.;

R₁ – внутренний радиус дебаланса в м.;

α – центральный угол сектора.
Из конструктивных соображений примем:

R₂ = 0,4 м, R₁ = 0,05 м, α = 90°, δ = 7800 кГ/м³.

Зная статический момент одного дебаланса из формулы (10) найдем толщину дебаланса b:

(11)

=0,021 мм

Расстояние от оси вращения до центра тяжести (Ц.Т.) определяем по формуле:



где R₂ – внешний радиус секторного дебаланса, принимаем 0,4 м;

R₁ – внутренний радиус секторного дебаланса, принимаем 0,05 м.

= 0,244 м
Масса секторного дебаланса:


где S_Д – статический момент одного дебаланса, кГ· м;

 = 0,244 - эксцентриситет секторного дебаланса, м.

= 49,77 кг
3 Определение конструктивных размеров опорных пружин


Рисунок 3 - Схема для определения показателей пружины

Определяем жесткость одной пружины:

 Н/м (12)

где С - суммарная жесткость пружин, 151825 Н/м

е^’ – число пружин, е= 8

Задаемся числом пружин е^’ =8 и диаметром пружины:

D=0,2 м, определяем диаметр проволоки:



_{= 0,052 м} (13)

где G_сm= 8,0 ∙ 10⁴ мПа – модуль сдвига для стали.

Примем d =0.05 м

Проверка: D / d ≥ 4

0,2/ 0,05 = 4 ≥ 4

Следовательно, выбранные пружины пригодны.

Осадка пружины от статической нагрузки, м



М₁ – масса части короба с материалом на одну пружину:

М₁ = М_о/8=6073/8=759кг

М_о- общая масса грохота с материалом, кг

К_у - вертикальная жесткость пружины, Н/м
=С¹=18978 Н/м

Максимально допустимая нагрузка на пружину, Н

 = (14)

где d³ - диаметр проволоки пружины, мм

-допускаемое напряжение кручения, МПа

D_о = D –d=200-50=150мм – средний диаметр пружины, мм

Жесткость одного витка

 = (15)

Число рабочих витков пружины

n = = 2,79 ≈ 3,0 (16)

При двух нерабочих витках полное число витков

n₁ = n + 2 = 3+2 = 5

Длина заготовки пружины, мм

L ≈ 3,2· D_о· n₁=3,2 · 150 · 5 = 2400 мм (17)

При запуске и остановке грохот работает в резонансе (f_o=f), с повышенной амплитудой А_р, поэтому необходимо убедиться, что нет соударения витков:

= А_р+ =0,04+0,04= 0,08 м

- суммарные зазоры между витками, м

А_р – амплитуда колебаний при резонансе, м

А_р = 10А = 10·0,004 = 0,04 м

А – амплитуда колебаний в установленном режиме = 0,004 м;

- осадка пружины от статической нагрузки = 0,04 (см. выше)

При условии, что суммарные зазоры больше, чем 8 см, соударения между витками пружины не будет при резонансе.
4 Подбор электродвигателя
Частота вращения дебалансного вала: n_в = 30ω/π

где ω=50 рад/сек – угловая скорость вала.

 = 478 об/мин

Расчетная мощность – 6,84 кВт

Выбираем двигатель: трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии АИРС160S8 с частотой = 50 Гц

n_ном =675 об/мин; М_мах / М_ном= 2,5;

М_д = N/ ω_д = 7500/ 70,65 =106,15 Н·м.

М_min / M_ном = 2,2

АИРС160S8 N=7,5 кВт

ω_д=𝛑· n_ном / 30 =3,14·675/30=70,65с^-1

М_вала =7500 / (70·0,9) = 119,05 Н·м.

Поэтому двигатель непосредственно соединяем с валом при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты.
5 Расчет дебалансного вала
Выбираем материал для вала: Сталь 40Х.

Допускаемые напряжения на кручение: [τ] _к=16 H/мм²

Конструкция вала:



Рисунок 4 - Дебалансный вал
Определяем геометрические параметры ступеней вала:

d₁ =  (19)

где – М_к = Р_дв·η / ω = (7,5 ∙ 10³/70,65)·0,9= 95,54Н·м - момент кручения на валу.

d₁ = 

принимаем d₁ =32 мм

d₂ – диаметр ступени вала под дебаланс;

d₂ = 33 мм

d₃ = 40 мм, – диаметр ступени вала под подшипник

Учитывая то, что вал работает в условиях вибрации, выбираем подшипники типа N 3608 роликовые радиальные сферические двухрядные

(D = 90, d = 40мм; В=33 мм; Gυ= 552 кН)
6 Проверочный расчет подшипников
Подшипник :3608: d= 40 мм, D = 90 мм, В=33 мм, ω=70,65 рад/с

R₁ = 64900 Н R₂= 64900Н

Характеристика: С_υ = 552000 Н; Y=0,67; = 0,40 ; V= 0,66; К_в= 1,3;

К_Т= 1; L_h=9500 Х=0,67.

1) Определение осевых составляющих радиальных реакций:

R_S1= 0,83 R₁= 0,83· 0,40 · 64900 = 21547 Н

R_S2= 0,83 R₂= 0,83 · 0,40 · 64900 = 21547 Н

2) Определяем осевые нагрузки подшипников:

так как R_S1 = R_S2;; R_а1= R_S1; R_а2= R_S2

3) Определяем отношения :

1. 
   Rа₁/ V· R₁ = 21547 / 0,66·64900=0,53
   

4) по отношению:



Рассчитываем R_E

R_E1= ( ХVR₁ + YR_a1) к_В · к_т

R_E1=( 0,67 · 0,66 · 64900 + 0,67 · 21547) · 1,3 · 1 = 56075 Н

R_E2= VR₂ · к_В · к_т

R_E2=0,66· 64900· 1,3 · 1= 55684Н

5) определяем динамическую грузоподьемность по большей эквивалентной нагрузке R_E1

С_ГР= R_E1 ,



Подшипники пригодны

Долговечность подшипника:

L= =  


Заключение: Мы произвели расчет вибрационного грохота, расчет дебалансов, определили конструктивные размеры опорных пружин, подобрали электродвигатель (АИРС160S8), произвели расчет дебалансного вала, а так же произвели проверочный расчет подшипников.