Calculul instalatiei mobile de incarcare

Calculul instalatiei mobile de incarcare

1. Calculul troliului de ridicare.

Consideram urmatoarele elemente caracreristice troliului:

- sarcina Q = 110 kgf,

- viteza v = 12 m/min,

- inaltimea de ridicare H = 1.5 m,

- inaltimea totala H_tot = 2 m.

1.1. Determinarea puterii necesare:

unde:

in care:

deci:

si

Conform calculelor efectuate rezulta ca putem alege:

- motor de fabricatie IMEB tipul ASFM-80b-6 cu urmatoarele elemente caracteristice:

P = 0.5 kw = puterea motorului;

n = 1000 rot/min = turatia motorului;

DA = 40 %.

- reductor M2VM-63-31, 1-0,55/1000 cu urmatoarele elemente caracteristice:

P = 0.55 kw = puterea reductorului;

i = 31.1 = raportul de transmisie;

A = 63 mm = distanta dintre axe.

1.2. Alegerea si verificarea cablului.

Aleg cablul 6-6x19-120/B-S/z-STAS 1353-71, cu urmatoarele elemente caracteristice:

- coeficientul de siguranta de siguranta: c = 5.5;

- coeficientul de cablaj: k = 0.86;

Sarcina capabila:

Coeficientul de siguranta real:

Diametrul minim de infasurare a cablului:

unde:

d = 6 mm; e₁ = 20; e₂ = 1 de unde rezulta:

deci

Determinarea diametrului tobei:

in care:

- v = 12 - viteza troliului,

- i = 31,5 - raportul de transmisie,reductor

- n = 913 - turatia motorului.

Conform calculelor rezulta ca putem alege D=130 mm.

Determinarea cuplului maxim:

Verificarea reductorului:

Conditiile de functionare:

a)Durata de functionare - 24h : 12ore

b)Socuri moderate.

Din relatiile 1 si 2 rezulta: k=1,25

M_n=M_max (a)

M_red=11,7 (b)

Din relatiile a si b rezulta:

deci, se verifica.

Determinarea lungimii tobei:

in care :

H- inaltimea maxima de ridicare,

D- diametrul tobei,

t- timpul de coborare,

n₁- coeficient ce ia valori intre 2 si 3

aleg n₁=3,

n₂- coeficient ce ia valori intre 2 si 4

aleg n₂=4,

i_p=1 - coeficient adimensional.

Astfel lungimea tobei devine:

2. Calculul mecanismului de translatie.

Presupunem ca vom folosi acelasi grup moto-reductor, ca la troliu, deci turatia la iesire este:

rot/min.

Alegand un diametru de roata de rulare, D=0,130 m, rezulta o viteza de translatie:

m/min.

Puterea necesara va fi:

in care:

w = rezistenta la deplasare datorita frecarilor de rostogolire si alunecare fata de marginea sinei, si este de forma:

unde:

-Q_l=600 kgf

-m

-d=40 mm

-D=130 mm

-f=0,06 cm

-c=2,5

Rezulta deci :

w_d = rezistenta la deplasare datorita conicitatilor rotilor de rulare si este de forma:

= randamentul mecanismului

Avand - v = 12 m/min. viteza de deplasare impusa

Rezulta deci :

Verificarea la aderenta:

M_a ³ M_f M_i unde:

M_a - momentul dat de forta de aderenta

m

Q_a = 300 kgf

R = 6,5 cm

M_f - momentul rezistent al fortelor de frecare

Q_a=600 kgf c=2,5 m

Q_b=300 kgf t=0,05 cm r=4 cm

M_i =21,25 kgf cm = momentul fortelor de inertie

M_f + M_i = 112,25 kgf cm deci rezulta:

M_a > M_f + M_i

3. Calculul ventilatorului instalatiei:

Consideratii generale:

Aerul sub presiune furnizat de ventilator va fi folosit pentru alimentarea urmatorilor consumatori:

a) Rigole pneumatice

- Presiunea necesara : 600-650 mm col H₂O

- Debitul necesar : 35 m³/h ( pentru 180 t materia / h)

- Lungimea rigolelor : 1,9 m

- Q=35 x 1,9=66,5 m³/h

b) Dispozitiv de sesizare prea-plin

- Presiunea necesara : min 100 mm col H₂O; max 600 mm col H₂O

- Debitul necesar : 100 m³/h

c) Garnitura pneumatica

- Presiunea necesara : min 300 mm col H₂O; max 1000 mm col H₂O

- Debitul necesar : 30 m³/h.

Schema de lucru a instalatiei pneumatice ( figura 1)

p₀ = presiunea furnizata de ventilator

D_pa = pierderi pe conducta

D_pb = pierderi prin orificiul dispozitivului de prea - plin

D_pc = pierderi din stratul permeabil

p₂ = presiunea din camera superioara a rigolei

p₃ = presiunea in sistemul de desprafuire

D_pd = pierderile pe conducta sistemului de desprafuire

Conditii de functionare a instalatiei:

1. mm col H₂O, conditie necesara pentru functionarea rigolei pneumatice;

D_pa - valoare fixa, nereglabila; se va cauta micsorarea rezistentelor pe traseu.

D_pb - valoare reglabila, prin robinetul dispozitivului de prea - plin,

2. p₄ > 100 mm col H₂O

D_pa - valoare reglabila prin scufundarea mai mult sau mai putin a tubului dispozitivului de prea - plin in material;

3. p₁ < p₂, conditie necesara pentru a impiedica praful din interiorul rigolei sa iasa in atmosfera;

Pentru aceasta, p₃ + D_pa < p_a , deci sistemul de desprafuire lucreaza prin absortie.

Avand in vedere cele prezentate, consider ca nu este necesar un calcul al instalatiei pneumatice, posibilitatile de reglare fiind suficiente pentru a o aduce in stare de functionare.

Calculul ventilatorului

Parametrii impusi:

Q = 200 m³/h = 0,055 m³/s = debitul de aer,

p = 650 - 700 kgf/m²

Dupa cateva incercari, consider parametrii constructivi, urmatorii:

n = 5000 rot/min = turatia,

D₂ = 320 mm = 0,32 m = diametrul exterior

b = 45^o , b = 30^o , j = 45^o , a = 45^o

z = 8

Diametrul optim la intrare :

unde k = 3,65 pentru b = 135^o

Majorez acest diametru la 0,09 , pentru a tine seama de efectul deflectorului.

Parametrii la intrare:

c₁=

c_1r=

c_1u=c₁

w₁=c_1r /sinj

c_e=c_1r=11,78

Parametrii pe diametrul exterior:

w₂ = w₁ = 16,65

w_2u = w₂ cosb

c_2u = u₂ + w_2u = 98,2

Presiunea totala data de ventilator:

k = 0,3 - coeficient de pierderi in carcasa.

Consider ca diferenta de presiune ( 761 - 700 = 61 kgf/m ) se va consuma pe traiectul conductelor de alimentare a rigolelor.

Putere si randament:

- puterea utila ;

P = QH = 42,27 kgf m/s

- pierderi mecanice ;

- in rulmenti : P₁=0,05P=2,11 kgf m/s

- scapari : P₂=0,04P=1,69 kgf m/s

- in disc :

- pierderi mecanice totale :

P_mec = 2,11 + 1,69 + 0,714 = 4,51 kgf m/s

- pierderi hidraulice :

- puterea la arbore :

P_{1 tot} = P + P_mec + P_hidr =55,68 kgf m/s sau

P_{1 tot} = 55,68/102=0,54 kW

Considerand o transmisie cu curea trapezoidala, rezulta:

- randamentul ventilatorului :

Latimea rotorului :

- la intrare :

- la exterior :

Determinarea dimensiunilor carcasei:

Q = 0,055

t_n = R₁ = 0,045

Determinarea profilului paletei :

In continuare, relatiile vor folosi simboluri corespunzatoare figurii de mai sus:

Calculul mecanismului de actionare a clapetelor ( figura 2 ).

Conditii pentru functionarea mecanismului :

1. M_em > M_a + M_f

2. M_ai > M_fi in care ;

- M_em = momentul dat de electromagnet,

- M_a = momentul dat de arc,

- M_f = momentul fortelor de frecare,

- M_ai = momentul arcului in pozitia i,

- M_fi = momentul fortelor de frecare in pozitia i.

1.

deci:

M_f = M_f1 + M_f2 + M_f3 + M_f4 + M_f5 unde:

-M_f1 = momentul de frecare in articulatia clapetei

in care:

d = diametrul axului clapetei,

m_e = 0,005 = momentul de frecare echivalent

F₁ + F₂ = 1,3

- M_f2 = M_f3 = momentele de frecare in punctele de articulatie ale arcului

M_f2 = M_f3

- M_f4 = forta de frecare in articulatia tijei electromagnetului:

- M_f5 = momentele de frecare in articulatia clapetei 1

Le estimez la 0,05 kgf cm. Rezulta:

Rezerva de 0,62 kgf cm este disponibila pentru accelerarea sistemului.

2. A doua conditie este ca arcul sa poata roti mecanismul dupa ce acesta a depasit pozitia de echilibru cu 15 grade.

sinq

r_ai = 0,266

Calculul arcului mecanismului:

Elemente constructive : arc de tractiune, cu urmatoarele dimensiuni :

D_m = 5,5 mm d = 1 mm

D = 6,5 mm n = 30 spire

D₁ = 4,5 mm

f₁ = sageata in pozitia a = 10 mm

f₂ = sageata in pozitia b = 13 mm

Sarma din otel pentru arcuri, STAS 795-76, G = 8000 kgf/cm²:

Calculul :

Sarcina la o sageata oarecare f este :

deci:

Tensiunea tangentiala efectiva pentru sarcina maxima este :

5. Calculul transmisiei cu curea trapezoidala a ventilatorului :

n₁ = 5000 rot / min

n₂ = 2800 rot / min

P_c = 0,7 kw

Pentru P_c = 0,7 kw si n₁ = 5000 rot / min, aleg curea profil SPZ.

Distanta dintre axe:

Alegerea preliminara :

0,75 ( D_p1 + D_p2 ) < A < 2 ( D_p1 + D_p2 )

< A < 350 , aleg A = 135 mm

Lungimea curelei L_p :

Conform STAS 7192 - 65 aleg L_p = 1120 mm

Calculul definitiv al distantei dintre axe :

g = unghiul dintre ramurile curelei,

b = unghiul de infasurare la roata,

b = unghiul de infasurare la roata mare de curea,

v = viteza periferica a curelei,

Conform STAS 1163-67 rezulta :

- c_d = 1,20 - coeficient dinamic ,

- c_l = 0,93 - coeficient de lungime ,

- c_i = 1,00 - coeficient de infasurare ,

- p_c = puterea nominala transmisa de curea ,

- p₀ = 2,63

- z = numar de curele :

Alegem deci : z = 1

- F = forta periferica transmisa

F = 1000, p_c/v = 42,4 N , N = 4,16 kgf

- S_a = forta pe arbore necesara intinderii curelei, la montare

S_a = ( 1,52 )F = 63,684,8 N

6. Verificarea rulmentilor :

Rulmentii mecanismului de deplasare:

Solicitarea:

G = greutatea partii mobile aferenta rotii motoare

G = 325 kgf

R₁ = 2G = 650 kgf

R₂ = 325 kgf

f_s = 1,3 - factor suplimentar,

f_d = 1,3 - factor suplimentar.

Tinand seama de acesti factori, asupra rulmentului 1 actioneaza:

Rulmentii folositi :

1. NU 208 : C = 3500 C₀ = 2400

2. G 208 : C = 2280 C₀ = 1600

Sarcina axiala din conicitatea rotii este :

Fa = 80 kgf

Deci incarcarea rulmentului 2 se considera a fi numai sarcina radiala,

P = 1015 kgf.

Turatia rulmentilor : n = 30 rot / min,

Asupra rulmentilor 2 actioneaza :

Durabilitatea rulmentului 1 va fi :

Durabilitatea rulmentului 2 va fi :

Rulmentii rolelor libere :

G = 180 kgf

Rulmentii pereche, 6206 :

C = 1530 C₀ = 1000

Durabilitatea :

Rulmentii troliului :

Q = 50 kgf

Considerand un coeficient de soc = 2 , rezulta :

P = 1000 kgf

n = 30 rot / min

Rulmentul ales : 2206 :

C = 1200 C₀ = 560

Rulmentii ventilatorului :

Conform figurii de mai sus rezulta :

Folosesc rulmenti : 6005 :

C = 780 C₀ = 520

n = 5000 rot / min

7. Calculul la torsiune a axului de antrenare al mecanismului de deplasare :

Sectiunea 1-1 :

Sectiunea 2-2 :

8. Calculul la demaraj al mecanismului de deplasare :

Determinarea timpului de demaraj :

W_s = 17,6 kgf

D_r = 0,13

W_d = 2,3

Q = 650 kgf

n = 1000 rot / min

Calculul fortelor de inertie :