2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕЛЬНИЦЫ Д-250 

    2.1 Назначение и область применения 
 

    Мельница  Д-250 предназначена для тонкого  промежуточного измельчения сыпучих  материалов - пленок сухого молока и  небольших комков, образующихся при  сушке и хранении сухих молочных продуктов. Применяется на молочных заводах.

    Центробежная  мельница состоит из чугунного литого корпуса, задней стенки с гнездами для  сферических шарикоподшипников, главного вала, передней крышки с загрузочной  воронкой и неподвижным диском и приемного бункера с механизмом эксцентрика вибрационного питателя.

    Рабочие органы - прямоугольные пальцы расположены  концентрическими рядами на неподвижном  и быстровращающемся дисках. Между  выточкой в корпусе и передней крышкой крепится барабанное сито.

    Привод  осуществляется от отдельно устанавливаемого электродвигателя через клиноременную  передачу. Техническая характеристика мельницы Д-250 приведена в таблице 3.

    Машина  устанавливается на полу и крепится четырьмя болтами.

    Принцип действия мельницы Д-250.

    Сухое молоко засыпается в приемный бункер, проходит через щель между заслонкой  и питающим лотком и через загрузочную  ванну поступает в центральную  часть вращающегося диска. Куски  сухого молока, ударяясь о пальцы измельчителя, дробятся и, достигнув величины меньшей, чем расстояние между пальцами наружного ряда, выбрасываются сначала в кожух корпуса мельницы через сетчатую обечайку барабана, а затем в разгрузочную воронку.

    Приемная  способность питателя устанавливается  в зависимости от влажности и  размера куш продукта.

    Подача  материала в питающий лоток регулируется специальной заслонкой, а степень  измельчения продукта определяется ситом. 

    Таблица 3

    Техническая характеристика мельницы Д-250 

 
 

    2.2 Кинематический расчет мельницы  Д-250 
 

    Кинематический  расчет заключается в определении основных характеристик передачи (частота вращения, угловая скорость).

    Быстровращающиеся диски представляют собой распространенные элементы рабочих органов дезинтеграторов, дробилок, измельчителей. Различают  диски простейшего профиля – постоянной толщины, конические и сложного профиля. Наиболее распространенные диски постоянной толщины, к которым относятся дисковые пилы, плоские днища роторов, центрифуг и др.

    Производительность  дробилки определяется по формуле: 

    

, 

    где α – коэффициент использования дробилки;

    z – количество ударных рабочих органов, шт.;

    γ – объемный вес сырья кг/м³.

    Потребная мощность электродвигателя дробилки определяется из формулы:

    

, 

    где: q – удельный расход энергии;

    М – производительность дробилки;

    η_а – коэффициент зпапса мощности. 

    

, 

    

    2. Расчет основных  параметров

 

    Для молотковых дробилок основным критерием  для расчетов является критическая  линейная скорость ротора, при которой  возможно разрушение материала заданной крупности. 

    

(2.1)

    где -предел прочности материала при растяжении, =25Мпа;

      -объемная масса дробимого материала, =1400кг/м3;

      d-диаметр дробимого материала, d=0,2м. 

    

    Принимаем 40 м /с.

    Исходя  из рекомендаций литературы /4/, принимают  диаметр дробилки: 

    

(2.2)

    Найдя необходимую скорость удара рабочего органа по измельчаемому материалу  и, задавшись диаметром дробилки D=1000 мм, мы можем определить необходимую угловую скорость вращения ротора дробилки:

    

(2.3)

    где R-радиус траектории движения ударного элемента;

    

    Частота вращения ротора связана с угловой скоростью следующей зависимостью:

    

(2.4)

    

    Длина ротора дробилки определяется следующей  зависимостью:

    

(2.5)

    Принимаем длину ротора дробилки L=800 мм.

    Число бил будет зависеть от физико-механических свойств обрабатываемого материала. Большое количество ярусов будет замедлять прохождение материала через рабочую зону и, в конечном счете, сказываться на производительности. А так же пострадает качество измельчения- возможно появление эффекта переизмельчения. При малом же числе бил будет наблюдаться проскакивание частиц материала и вследствие малого воздействия на материал, он не будет достигать требуемой степени дробления. Обычно необходимое количество бил устанавливается опытным путем. Мы принимаем число бил:

    N_ярусов=4

    Число ударных элементов также влияет на все, о чем было сказано выше. Минимальное количество должно быть не менее 2, чтобы уравновесить вал  ротора. Большое их количество снижает  силу удара по частицам материала. Мы принимаем:

    N_эл=4.

    2.1 Определение производительности

 
 

    По  условию задания производительность дробилки должна быть до 25 т/час. Определим  производительность в кубометрах: 

    

(2.6)

    где g - объемная масса материала, g = 1,4 т/м3; 

    

    2.2 Определение мощности на привод дробилки

 

    Для определения мощности на привод дробилки воспользуемся формулой ВНИИСтройдормаша, разработанной на основе закона поверхностей: 

    

(2.7) 

    где -энергетический показатель разрушения материала, =3,6 Вт´час/м2;

     -производительность дробилки, =17,86м3/час;

     -степень дробления,  =200/8=25;

     -КПД дробилки, =0,8;

     -КПД привода,  =0,94. 

    

 

    Принимаем электродвигатель АИР160М6 мощностью 15 кВт

    Частота вращения n=970 об/мин. Кратность пускового момента=2.

 

     3. Расчеты на прочность

    3.1 Расчет подшипников

 

    3.1.1 Расчет подшипников ротора по статической

    грузоподъемности

    Расчет  проведем по рекомендациям /5/ по формуле 16.28 : 

    Ро < Со ,(3.1) 

    где Ро- эквивалентная статическая нагрузка,

      Со- статическая грузоподъемность  подшипника.

    Расчет  проведем для нижнего подшипника ротора. Приведенная нагрузка определяется по формуле /6, стр 328/: 

    Ро=Х´R+Y´A,(3.2) 

    где Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х =0,4;

      R- радиальная нагрузка, R =1156Н

      Y-коэффициент осевой нагрузки, Y=1;

      A-осевая нагрузка-вес ротора, A =2000Н;

    Ро=0,4´1156+1´2000)=2062Н

    Со - величина статической грузоподъемности подшипника, для роликоподшипника конического однорядного с внутренним диаметром 90 мм она составляет Со=89600 Н.

    2062 Н < 89600 Н 

    Таким образом, условие статической грузоподъемности подшипника выполнено. 

3.1.2 Расчет подшипников  по динамической  грузоподъемности

    Расчет  подшипников по динамической грузоподъемности проведем по рекомендациям /15/ по формуле 16.30: 

    С < СПАСП ,(3.3) 

    где С -расчетная динамическая грузоподъемность,

      СПАСП-паспортная динамическая грузоподъемность. 

    

, (3.4) 

    где L- ресурс работы подшипников, по таблице 16.3 /5/ L=500000 часов;

      - эквивалентная динамическая нагрузка, 

    

(3.5) 

    где - коэффициент безопасности, по таблице 16.3 /5/ =1,8;

      - коэффициент температурных условий работы, по /5/ = 1;

    Определим эквивалентную динамическую нагрузку : 

    

 

    Находим расчетную динамическую грузоподъемность : 

    

 

    Находим паспортную динамическую грузоподъемность подшипника: 

    С=102300 Н 

    Таким образом, условие динамической грузоподъемности подшипника выполнено.

3.2 Расчет сварных  соединений

 

    Касательные напряжения определяются по формуле (3.11) /5/ : 

    

(3.6) 

    где F- действующая нагрузка делящаяся на количество опор,

    F =0,33´6200=2046Н;

      -длина флангового шва, =140мм;

      k-катет сварного шва, k =3мм;

      -допускаемые напряжения, =130 МПа. 

    

    3.3 Расчет шпоночного  соединения

 

    В соответствии со стандартом СЭВ 189 по диаметрам  вала выбираем шпонки, размеры которых  сведены в таблицу 3.1 

    Таблица 3.1- Размеры шпонок