Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Кафедра машин металлургического комплекса и прикладной механики
Опорный конспект лекций
по курсу: "Машины и агрегаты металлургических заводов часть первая"
Автор: ст. препод. Аксюта Андрей Александрович
Для студентов 3 курса специальности
"Металлургическое оборудование", всех форм обучения
Алчевськ 2006
ДоДТУ
Содержание
|
[1] ОБОРУДОВАНИЕ СКЛАДОВ СЫРЫХ МАТЕРИАЛОВ И ФАБРИК ОКУСКОВАНИЯ [1.1] ВАГОНООПРОКИДЫВАТЕЛИ [1.1.1] Механизм кантования люльки передвижного башенного вагоноопрокидывателя [1.1.1.1] Статические моменты относительно оси вращения люльки [1.1.1.2] Момент от веса сыпучего материала [1.1.1.3] Момент сил трения в цапфе люльки [1.1.1.4] Моменты на оси барабана привода. [1.2] ПЕРЕГРУЗОЧНЫЕ ГРЕЙФЕРНЫЕ КРАНЫ [1.2.1] Противоугонное устройство [1.3] ДРОБИЛКИ [1.3.1] Молотковые дробилки [1.3.1.1] Мощность электродвигателя привода вращения ротора дробилки [1.3.2] Валковые дробилки [1.4] ГРОХОТА [1.4.0.1] Оптимальная угловая скорость эксцентрикового вала [1.5] Барабанные смесители и окомкователи [1.5.0.1] Мощность электродвигателя привода. [1.6] АГЛОМЕРАЦИОННЫЕ МАШИНЫ [1.6.1] Определение мощности электродвигателя по моментам сопротивления движению [1.6.2] Определение мощности электродвигателя по затрачиваемой работе [2] ОБОРУДОВАНИЕ ДОМЕННЫХ ЦЕХОВ [2.1] ПЕРЕГРУЗОЧНЫЕ ВАГОНЫ [2.2] ВАГОН-ВЕСЫ [2.3] СПОСОБЫ ПОДАЧИ ШИХТОВЫХ МАТЕРИАЛОВ НА КОЛОШНИК ДОМЕННОЙ ПЕЧИ. [2.4] СКИПОВЫЙ ПОДЪЕМНИК [2.4.0.1] Наклонный мост [2.4.0.2] Скипы [2.4.0.3] Скиповые лебедки [2.4.0.4] Расчет мощности электродвигателя скиповой лебедки [2.4.0.5] Определение усилия в точке крепления упряжи к скипу. [2.4.0.6] Построение нагрузочной диаграммы электродвигателя. [2.5] КОНВЕЙЕРНЫЙ ПОДЪЕМНИК [2.6] ЗАГРУЗОЧНОЕ УСТРОЙСТВО ДОМЕННОЙ ПЕЧИ [2.6.1] Вращающийся распределитель [2.7] МЕХАНИЗМ УПРАВЛЕНИЯ КОНУСАМИ ЗАГРУЗОЧНОГО УСТРОЙСТВА ДОМЕННОЙ ПЕЧИ [2.7.1] Лебедка управления конусами [2.8] ПУШКА ДЛЯ ЗАБИВКИ ЧУГУННОЙ ЛЕТКИ ДОМЕННОЙ ПЕЧИ [2.8.1] Механизм прессования (пушка) [2.8.2] Механизм поворота кронштейна пушки [2.9] РАЗЛИВОЧНАЯ МАШИНА [2.9.1] Привод конвейера разливочной машины [2.10] КАНТОВАЛЬНОЕ УСТРОЙСТВО РАЗЛИВОЧНОЙ МАШИНЫ [2.10.1] Механизм кантования [3] ОБОРУДОВАНИЕ СТАЛЕПЛАВИЛЬНЫХ ЦЕХОВ [3.1] СТАЦИОНАРНЫЕ МИКСЕРЫ [3.1.1] Механизм поворота миксера [3.1.1.1] Опрокидывающие моменты, создаваемые весом жидкого металла. [3.1.1.2] Опрокидывающие моменты, создаваемые весом порожнего миксера. [3.2] КОНВЕРТЕРЫ [3.3] МАШИНЫ ДЛЯ ПОДАЧИ КИСЛОРОДА В КОНВЕРТЕР [3.3.1] Механизм передвижения платформы [3.4] ДУГОВЫЕ ЭЛЕКТРОСТАЛЕПЛАВИЛЬНЫЕ ПЕЧИ [3.4.1] Механизм наклона печи [3.4.2] Механизм подъема свода [3.4.3] Механизм поворота свода [3.4.4] Механизм поворота корпуса печи [3.4.5] Механизм перемещения электрода [3.5] ПОДЪЕМНО – ТРАНСПОРТНЫЕ МАШИНЫ ДЛЯ МЕТАЛЛА И ШЛАКА [3.5.1] Сталеразливочные ковши [3.5.2] Самоходные ковшевозы [3.5.3] Литейные краны [3.5.4] Толкатели составов [3.5.5] Стрипперные краны [3.6] ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫЕ МАШИНЫ ДЛЯ ПОДАЧИ И ЗАГРУЗКИ ШИХТЫ [3.6.1] Напольные завалочные машины [3.6.1.1] Механизм передвижения тележки напольно-завалочной машины. |
Окускование железорудных материалов является важным фактором интенсификации доменного производства, способствующим повышению производительности доменных печей и улучшению качества выплавляемых чугунов. К основным видам окускованного сырья относятся агломерат и окатыши.
Агломерации подвергаются руды, рудные концентраты, отходы доменного, агломерационного и химического производства на конвейерных агломерационных машинах площадью спекания до . В настоящее время строятся конвейерные машины площадью спекания и в перспективе планируется создать еще более крупные агломерационные машины.
Склады шихтовых материалов располагаются на фабриках окускования и в доменных цехах. При строительстве аглофабрики непосредственно возле доменного цеха используются склады шихтовых материалов этого же цеха для обслуживания аглофабрики.
В зависимости от принятой схемы разгрузки, транспортировки и усреднения материалов состав машин и агрегатов складов может быть различным. В случае разгрузки вагонов передвижными вагоноопрокидывателями транспортировка и усреднение материалов осуществляются перегрузочными грейферными кранами. На складах со стационарными вагоноопрокидывателями применяются конвейеры, бункера, питатели и комплекс машин для усреднения. Некоторые механизированные склады оснащаются стационарными вагоноопрокидывателями, бункерами, конвейерами, перегрузочными узлами, усреднительными комплексами, состоящими из двухконсольных штабелеукладчиков и заборщиков-усреднителей шихты роторного типа или с боронами. Например, на ЮУМЗ разработана машина, выполняющая функции штабелеукладчика и заборщика – универсальная погрузочно-заборочная машина с ковшевым ротором на конце стрелы.
В состав фабрик окускования кроме складов входят отделения для дробления и измельчения исходных материалов, смешивания шихты, агломерации или окомкования и обжига шихты, сортировки (грохочения) готовых продуктов, их хранения и др.
Для разгрузки шихтовых материалов (кроме кокса) из открытых полувагонов на складах фабрик окускования и доменных цехов служат вагоноопрокидыватели. Они бывают передвижными (башенные и роторные) и стационарными.
Основные технические данные передвижного башенного вагоноопро-кидывателя конструкции ЮУМЗ: грузоподъемность люльки – 150 т, вагоны вместимостью 60 и 93 т; производительность – до 30 вагонов в час; скорости передвижения вагоноопрокидывателя и перемещения зажимов соответственно 25 и 6,2 м/мин; максимальный угол поворота люльки – 160 – 170°; время подъема (опускания) люльки – 50 с; ход зажимов – 1400 мм; число ходовых тележек вагоноопрокидывателя – 8.
Рисунок – Схема механизма контования люльки передвижного башенного вагоноопрокидователя
Для разгрузки полувагонов грузоподъемностью 60 и 93 т применяется башенный вагоноопрокидыватель. С помощью толкателя вагоны вкатываются и выкатываются с платформы люльки. Механизм кантования люльки имеет канатную систему, включающую подъемные канаты и канаты малых и больших противовесов, концы которых закреплены на люльке. Привод кантования, расположенный вверху портала вагоноопрокидывателя, состоит из электродвигателя и дифференциального редуктора, выходные валы которого соединены с двумя парами барабанов для канатов кантования и больших противовесов.
Разгрузка вагонов производится в траншею, которая расположена сбоку и параллельна пути перемещения вагоноопрокидывателя. Для выравнивания нагрузок и скорости канатов кантования между расположенными с двух сторон приводами и барабанами устанавливается дифференциальный редуктор.
Механизм кантования люльки работает в повторно-кратковременном режиме. В этом случае для определения мощности электродвигателя строят нагрузочную диаграмму (графики крутящих моментов, приведенных к валу электродвигателя в функции времени). Сначала моменты рассчитывают относительно оси вращения люльки для заданных ее положений в функции угла поворота а, затем расчеты проводят графоаналитическим методом. В масштабе строят геометрическую схему люльки с учетом координат центров и радиусов направляющих дуг, осей блоков люльки, точек крепления канатов, положений неподвижных блоков портала 1 – 10 и проходящих через них канатов 11, 12, 13. За начало координат принимают ось вращения люльки (рис. 1).
Используя принцип инверсии (поворачивая на заданные углы не люльку, а блоки) для разных положений люльки графически определяют плечи действия усилий () в подъемном канате 12, в канатах малых () 11 и больших () 13 противовесов относительно оси вращения люльки . При этом через оси неподвижных блоков 1, 2 и 3 проводят дуги с центром в начале координат и строят ряд положений этих блоков через заданные углы поворота люльки (через каждые 10 – 20°).
Общий статический момент складывается из пяти моментов от веса люльки, вагона, сыпучего материала, малых и больших противовесов, а также сил трения в цапфе вращения люльки.
Момент от веса люльки
(1.1)
где – радиус, определяющий положение центра тяжести (расстояние от центра тяжести люльки с координатами и до оси цапфы); – угол, который образует радиус-вектор с осью в исходном положении.
Плечо действия веса можно определять также графически, замеряя расстояние от центра тяжести люльки до вертикали, проходящей через ось цапфы.
Момент от веса вагона
, (1.2)
где: – радиус, определяющий положение центра тяжести вагона; – угол, образованный радиусом с осью в исходном положении.
Возможно также графическое определение плеча силы .
Момент от материала определяют с учетом его пересыпания при опрокидывании люльки графоаналитическим методом. Для этого вычерчивают в масштабе внутреннее очертание кузова вагона и положение привалочной стенки (рис. 2). Изменение веса материала в вагоне происходит пропорционально изменению площади его поперечного сечения (вертикальной плоскости, перпендикулярной к оси вращения люльки).
Момент вычисляют как произведение веса материала , на расстояние от центра тяжести сечения до вертикали, проходящей через ось вращения люльки .
(1.3)
Рисунок 2 – Схемы к определению центра тяжести сыпучего материала при кантовании вагона
Принимают, что в исходном положении люльки свободная поверхность материала в вагоне горизонтальная, т. е. поперечное сечение материала представляет собой прямоугольник (рис. 2, а). Высоту прямоугольника определяют в зависимости от веса материала , его объемной массы , ширины и длины кузова
. (1.4)
При углах поворота люльки, не превышающих угол естественного откоса , материал в вагоне не перемещается (рис. 2, 6). При углах поворота люльки, превышающих угол естественного откоса материала, поперечное сечение приобретает форму трапеции (рис. 2, в), а затем треугольника (рис. 2, г). Когда линия свободной поверхности материала достигает разгрузочной кромки привалочной стенки , материал начинает высыпаться, а его площадь поперечного сечения уменьшается (рис. 2, д).
Способ графического определения положения центров тяжести поперечных сечений показан на рис. 2.
Момент от веса малых противовесов определяется по формуле
, 1.5)
где – усилие в канате на участке между люлькой и направляющим блоком 3 (рис. 2); – плечо действия усилия в канате малых противовесов относительно оси вращения люльки.
Для определения величины необходимо учитывать к. п. д. блоков и направление движения противовесов , где знак “—” относится к подъему противовесов, а знак “+” – к их опусканию; – число направляющих блоков каната малых противовесов.
Момент от веса больших противовесов в ветви каната, закрепленного на люльке
, (1.6)
где – усилие в канате на участке между люлькой'и направляющим блоком 2 (рис. 2); – плечо действия усилия в канате больших противовесов относительно оси вращения люльки.
Принимают, что вес больших противовесов разделен на две равные части, одна из которых создает момент относительно оси цапфы люльки, другая – относительно барабана механизма кантования. Трение в подвижном блоке учитывают путем условного добавления к каждой части по одному неподвижному (фиктивному) блоку. Величина усилия с учетом к. п. д. блоков и направления движения “фиктивного” противовеса
, (1.7)
где “—” относится к подъему, а знак “+” – к опусканию противовеса; – число направляющих блоков между большими противовесами и люлькой.
Суммарный статический момент относительно оси вращения люльки без учета сил трения в цапфе определяют с учетом знаков частных моментов
(1.8)
Во время определения момента сил трения в цапфе люльки для каждого положения люльки находят равнодействующую сил (, , , и усилия в подъемном канате ), приложенную к цапфе (путем построения многоугольников этих сил), и умножают ее на радиус подшипника цапфы и на коэффициент трения. Для упрощения расчета принимают, что этот момент составляет определенный процент от суммарного момента на оси люльки, т. е. вводят коэффициент , например = 1,02.
В таком случае суммарный момент на люльке с учетом сил трения в цапфе определяют по формуле:
, (1.9)
где знак “+” относится к опрокидыванию, а знак “—” - к возврату люльки.
Момент на оси приводных барабанов 14 от усилия в подъемных канатах 12
, (1.10)
где усилие в подъемных канатах
, (1.11)
– диаметр барабанов подъемных канатов; – к. п. д. направляющих блоков; – число направляющих блоков подъемных канатов между люлькой и барабанами; – плечо действия усилия в подъемных канатах относительно оси люльки (знак “—” относится к опрокидыванию, а знак “+’’ – к возврату люльки).
Момент на барабанах 15 от усилия в канатах больших противовесов
, (1.12)
где усилие в канатах больших противовесов, закрепленных на барабанах
(1.13)
Знак “—” относится к опрокидыванию, а знак “+” – к возврату люльки; – число направляющих блоков между большими противовесами и барабанами; – диаметр барабанов 15 больших противовесов.
Общий статический момент на барабанах 14 и 15
(1.14)
и на валу электродвигателей
, (1.15)
где – общее передаточное число лебедки привода; – к. п. д. передачи.
Расчетная мощность одного из двух электродвигателей при фактической продолжительности включения , кВт:
. (1.16)
Фактическая продолжительность включения
, (1.17)
где – время установившегося движения электродвигателя; – время остановок электродвигателя.
Мощность электродвигателя, приведенная к стандартной продолжительности включения
. (1.18)
По этой мощности выбирают электродвигатель по каталогу в соответствии с принятым . Выбранный электродвигатель проверяют на перегрузку: по допустимому коэффициенту перегрузки (по каталогу)
, (1.19)
где – половина максимального момента на валу электродвигателя (по нагрузочному графику); – номинальный момент выбранного электродвигателя или по максимальному моменту
, (1.20)
где – максимальный (допускаемый) момент выбранного электродвигателя (по каталогу).
Перегрузочные грейферные краны предназначены для передачи шихтовых материалов из приемной траншеи на склад, штабелирования их с одновременным усреднением, последующего забора из штабелей и загрузки в передаточный вагон бункерной эстакады.
Основные типы кранов, имеют грузоподъемность 30 – 32 т, пролет – 76,2 м, вместимость грейфера – 5,6 – 6, техническая производительность –500 – 600 т/ч, высота подъема грейфера – 30 – 35 м, масса – 800 – 930 т.
Производительность перегружателя зависит от грузоподъемности грейфера, скорости передвижения грейферной тележки, технологической схемы его работы и других факторов.
Производительность перегружателя, т/ч:
, (1.21)
где – расчетная масса материала в грейфере, равная 0,4 – 0,6 от грузоподъемности Q, т; – число циклов за 1 ч при непрерывной работе (при отсутствии простоев, неисправности перегружателя и др.); – коэффициент заполнения грейфера материалом, равный 0,8 – 1,0.
Число циклов за 1 ч при продолжительности цикла
. (1.22)
Для удержания крана при действии ветровой нагрузки предназначены противоугонные устройства. Они срабатывают автоматически при остановке крана. На каждой ноге крана установлено два устройства клещевого типа с грузовым клипом, перемещающимся с помощью каната от одного электродвигателя мощностью 13 кВт. Таким образом, кран удерживается клещевыми захватами за головки четырех рельсов. Для повышения коэффициента трения губки клещей имеют насечку. Клещевые захваты (рис. 3) должны обеспечивать достаточную для удержания неподвижного крана силу трения при максимальном давлении ветра (здесь без учета сопротивления от уклона подкранового пути)
, (1.23)
где – наибольшая ветровая нагрузка на кран в плоскости, перпендикулярной направлению движения; – наименьшее сопротивление передвижению крана от сил трения; – коэффициент запаса (> 1,2).
Рисунок 3 – Схема к расчету клинового противоугонного устройства
Согласно ГОСТ 1451—77 полная ветровая нагрузка определяется по формулам
Сила ветра
, (1.24)
где – распределенная ветровая нагрузка, Па; – наветренная площадь конструкции и груза, ;
, (1.25)
Здесь – геометрическая площадь конструкции; – коэффициент сплошности ( – для ферм, – для механизмов и сплошных металлоконструкций), где геометрическая площадь конструкции включает площадь конструкции крана и грейферной тележки с грейфером. Ориентировочно можно принимать скоростной напор ветра на высоте 10 м = 700 Па, коэффициент аэродинамической силы .
Сопротивление передвижению определяют без учета трения реборд колеса о рельсы и действия тормозов механизма передвижения
, (1.26)
где – вес крана без груза; – коэффициент сопротивления передвижению крана; – коэффициент трения в подшипниках ходовых колес; – коэффициент трения качения колес по рельсу; и диаметры цапфы и колеса.
Необходимое усилие прижатия губки захвата к головке рельса
, (1.27)
где – число клещевых захватов на кране с двумя губками; – коэффициент сцепления (трения) губок с рельсом; – коэффициент запаса.
Коэффициент может изменяться в широких пределах в зависимости от формы поверхности губки и твердости материала, состояния поверхности губки и рельса. С учетом тяжелых условий работы значение принимают заниженным, равным 0,15 – 0,20. Для закаленных материалов с насечкой = 0,3.
Горизонтальная составляющая силы нажатия клина на ролик, обеспечивающая необходимое прижатие губок, определяется из уравнения моментов относительно оси поворота рычага .
, (1.28)
где – усилие пружины; – результирующая реакция в шарнире (в первом приближении = 0); – коэффициент трения в шарнире рычага; – диаметр цапфы шарнира рычага; – вес рычага с роликом.
Необходимое усилие пружины определяют при условии, когда отсутствует сила прижатия , обеспечивающая сближение рычагов и сил трения в шарнире
, (1.29)
где – коэффициент запаса (=1,5…2).
При движении клина со стороны каждого рычага на него действует сила под углом к горизонту
(1.30)
и сила сопротивления передвижению
, (1.31)
где – угол наклона клина; – коэффициент сопротивления передвижению; и – диаметры цапфы ролика и самого ролика.
Полная сила нажатия клина на ролик
, (1.32)
где .
Проектируя на вертикальную ось силы, действующие на клин, определяют его вес, кН:
, (1.33)
где .
Мощность электродвигателя лебедки (предварительная) для подъема одновременно двух клиньев, кВт:
, (1.34)
где – скорость подъема клина (каната), – к. п. д. лебедки.
Скорость подъема (опускания) клина обычно 0,2 м/с. Для определения динамического момента выбирают электродвигатель и его характеристики: угловую скорость ротора и момент инерции .
Статический момент на валу барабана
, (1.35)
где – диаметр барабана лебедки.
Динамический момент на валу электродвигателя привода лебедки от вращательно и поступательно движущихся масс в период пуска при подъеме клина
, (1.36)
где – масса клина.
Динамический момент на валу барабана
, (1.37)
Здесь – момент инерции движущихся масс, приведенный к валу электродвигателя при подъеме клина; – угловая скорость ротора электродвигателя; – коэффициент, учитывающий моменты инерции других вращающихся частей (= 1,15...1,2), кроме ; – момент инерции деталей, находящихся на валу электродвигателя; – передаточное число лебедки; – скорость движения клина.
Суммарный крутящий момент на валу барабана
. (1.38)
Усилие в канате (окружная сила на барабане диаметром ), кН:
. (1.39)
Мощность электродвигателя, работающего в кратковременном режиме, кВт:
, (1.40)
где – допускаемый коэффициент перегрузки электродвигателя по каталогу; – коэффициент запаса мощности (= 1,15...1,2).
Скорость движения клина, м/с:
(1.41)
Если задана скорость (примерно 0,2 м/с), то необходима угловая скорость барабана будет при передаточном числе лебедки .
Измельчение материалов в дробилках происходит путем раздавливания, удара, раскалывания, излома, истирания. При этом практически наблюдается сочетание нескольких процессов одновременно.
Выбор типа дробилок определяется физико-механическими свойствами материала, крупностью кусков и необходимой степенью дробления. Степень измельчения (дробления) определяют как отношение средних размеров наибольших кусков исходного и дробленного материала
(1.42)
Общая степень измельчения в результате последовательного дробления в несколько стадий или в нескольких дробилках
, (1.43)
где – степень измельчения на соответствующих стадиях дробления.
Степень измельчения определяют также как отношение средневзвешенных размеров кусков исходного и дробленного материала, т.е.
(1.44)
На рис. 4 приведены схемы дробилок различных конструкций.
Щековые дробилки (рис. 4, а) применяются для крупного и среднего дробления руды, агломерата, известняка и других материалов путем раздавливания, излома и истирания при сближении подвижной 2 щеки с неподвижной 1, закрепленной в литом корпусе 17. Ось 3 подвески подвижной щеки также закреплена в корпусе дробилки. Привод подвижной щеки осуществляется от клиноременной передачи, массивный шкив 4 которой и маховик закреплены на эксцентриковом валу 5. На этом валу находится верхняя головка 6 шатуна, связанная тягами 7 с основанием 14 шатуна. При повороте эксцентрикового вала 5 на 360° шатун сначала поднимается, а затем опускается. В результате две распорные плиты 13, опирающиеся на шарниры 9, за полный оборот вала дважды проходят крайние положения, обеспечивая максимальное и минимальное сближение щек 1и 2. При сближении щек происходит дробление материала, а при расхождении – опускание кусков материала между ними. Регулирование размера выходной щели между плитами производится сменными пластинами 10. Для предупреждения перегрузок шатун снабжается предохранительным устройством, состоящим из пластины 15 и пуансона 16, работающих на срез. Для смягчения ударов во время работы дробилки предусмотрены на шатуне пружины 8. Пружины 11 на тяге 12 служат для возврата щеки 2.
Конусные дробилки, являющиеся высокопроизводительными машинами, применяются для крупного, среднего и мелкого дробления руды, известняка, топлива и других материалов путем раздавливания, излома и истирания. Конусные дробилки делятся в зависимости от крупности исходного материала на дробилки для крупного, среднего и мелкого дробления, которые по конструкции и по характеру дробления значительно отличаются. Крупное дробление осуществляется в дробилках с крутыми конусами, а среднее и мелкое – с пологими. Подвижный дробящий конус имеет угол при вершине а: у дробилок крупного дробления – 20 – 30°, а у дробилок среднего и мелкого дробления – 80 – 100°.
На рис. 4, б показана дробилка для среднего и мелкого дробления. На корпусе 1 дробилки расположен неподвижный конус 2, а на валу 6 закреплен подвижный (дробящий) конус 3. Ось вала 6 отклонена от вертикальной оси неподвижного конуса 2 на небольшой угол . Поступающие сверху через загрузочную воронку куски материала попадают на распределительную тарелку 5, в приемную воронку 4 и затем дробятся между неподвижным и подвижным конусами. Подвижный конус опирается на бронзовый вкладыш сферической опоры (подпятник) 7 с центром в точке . Таким образом конус 3 и вал 6 как бы подвешены на подпятнике 7. В нижней части корпуса 1 закреплена бронзовая втулка 11, являющаяся подшипником для эксцентрикового стакана 12 с внутренней расточкой. В этом стакане укреплена бронзовая втулка 13, являющаяся опорой нижнего конца приводного вала 6. Эксцентриковый стакан внизу опирается на подпятник 10, состоящий из нескольких скользящих друг по другу шайб. Вращение валу 6 передается через коническую передачу 8 – 9, большое колесо 8 которой закреплено на эксцентриковом стакане 13. При вращении стакана ось дробящего конуса описывает коническую поверхность с вершиной в точке , а сам конус скользит по поверхности бронзового вкладыша и подпятника 7.
Рисунок 4– Схемы дробилок.
Дробление материала происходит в результате непрерывного изменения расстояния между эксцентрично расположенными конусами 2 и 3 и выдается через отверстие в корпусе 1.
Углом захвата материала в конусных дробилках называется угол между образующими внутренней поверхности неподвижного конуса и внешней поверхностью дробящего конуса в момент наибольшего их сближения. Угол должен быть меньше двойного угла трения, т. е. .
Молотковые дробилки (однороторные) (рис. 4, в) служат для дробления известняка, угля, бентонита и других материалов за счет ударов, а также раскалывания и раздавливания между молотками 3 и колосниковой решеткой 9. Дробилки выпускаются с центральной (крупные дробилки) и боковой (мелкие дробилки) загрузкой материала через отверстия в корпусе 1, защищенном сменными плитами. Молотки 3 на осях 4 шарнирно закреплены на дисках 2, которые набраны на приводном валу 5. Привод вала осуществляется непосредственно от электродвигателя. Молотки на смежных дисках закреплены в шахматном порядке. Колосниковые решетки 9 шарнирно закреплены в корпусе на оси 10 (некоторые дробилки имеют стационарные колосниковые решетки). Для регулирования зазора между колосниковой решеткой и молотками служит эксцентриковый механизм 7 положения решетки (регулировка вручную). Этим определяется требуемая крупность дробления материала. Прижатие колосниковой решетки к эксцентрику осуществляется пружинами 8.
В нижней части дробилки установлен затвор 6, открывающийся при очистке дробилки, а также в некоторых случаях при выпуске дробленного материала.
Валковые дробилки (рис. 4, г) используются на аглофабриках для дробления топлива по принципу раздавливания и частичного истирания между валками. В настоящее время применяются двух – и четырехвалковые дробилки. В последнем случае верхняя пара валков производит предварительное дробление, а нижняя, с меньшим зазором между валками, – окончательное. В станине 1 расположены две пары валков. Диагонально расположенные валки 2 приводятся во вращение от электродвигателей через редукторы. От валков 2 вращение передается валкам 3 клиновыми ремнями 12, огибающими клиноременные шкивы 13 и 10, закрепленными соответственно на валках 2 и 3. Необходимое натяжение ремней обеспечивают натяжные ролики 11. Цапфы осей валов 3 расположены в ползунах 4, которые перемещаются в направляющих 5 станины. При попадании трудноразрушаемых материалов или металла валок 3 вместе с ползуном 4, соединенным с траверсой 9, отходит от неподвижного валка 2, сжимает пружины 8 (по три в каждом ряду), а затем возвращается в исходное положение. С помощью присоединенной к ползуну тяги – винта и гайки 6, 7 производится регулирование зазора между валками.
Одновалковые (зубчатые) дробилки (рис. 4, д) предназначены для дробления пирога агломерата сразу после выхода его с ленты агломерационной машины и перед подачей на грохот с целью более полного выделения мелочи, а также для более эффективного охлаждения агломерата на охладителе. На сварной станине 1 устанавливается ротор 2, колосниковая решетка 3 и приемная плита 4 для пирога агломерата 5. Ротор состоит из полого вала (для охлаждения циркулируемой водой), на который насажены звездочки из 4–х или 6–ти зубьев и распорные кольца, определяющие шаг звездочек. Привод вала осуществляется от электродвигателя через редуктор. Дробление агломерата происходит путем продавливания его зубьями вращающегося ротора через колосниковую решетку, размеры щели между которыми определяет крупность агломерата после дробления.
Техническая характеристика молотковой дробилки типа ДМРИЭ: производительность – 250 т/ч; размер кусков (мм) – поступающих 80 и выходных 0 – 3; диаметр ротора – 1,45 м; длина – 1,3 м; количество рядов молотков 10 (115 молотков), масса молотка 43 кг; мощность двигателя – 630 кВт; масса дробилки – 25 т. Техническая характеристика однороторных молотковых дробилок приведена в табл. 1. Для расчетов производительности молотковых дробилок (т/ч) используют формулы
; (1.45)
, (1.46)
где – диаметр окружности, описываемый молотками, м; – длина ротора, м; – угловая скорость, ; – коэффициент, зависящий от конструкции дробилки и твердости дробимого материала (); - степень дробления.
Таблица 1. Техническая характеристика молотковых дробилок
|
Параметры |
Тип дробилки |
||||
|
М6-4 |
М8-6 |
М13-16 |
М20-20 |
М20-30 |
|
|
Размер ротора в рабочем положении, мм диаметр длина |
600 400 |
800 600 |
1300 1600 |
2000 2000 |
2000 3000 |
|
Производителбность, т/ч |
до 15 |
10-20 |
150-200 |
600-800 |
900-1200 |
|
Размер наибольшего куска загружаемого материала, мм |
150 |
250 |
400 |
600 |
600 |
|
Номинальная угловая скорость ротора*, |
125; 150;200 |
100; 130;150 |
60; 75;100 |
- 50;60 |
- 50;60 |
|
Мощность электродвигателя, кВт, не более* |
20;28; 40 |
55;75; 100 |
210;260; 350 |
-;630 800 |
-;1000; 1250 |
|
Масса дробилки без элетродвигателя, т |
1,5 |
3,0 |
11,0 |
46,0 |
60,0 |
* Для трех вариантов исполнения – Б, В и Г
Степень измельчения в молотковых дробилках = 10... 15.
Определяется как сумма четырех ее составляющих, кВт.
1. Мощность, расходуемая на дробление материала молотками
, (1.47)
где – работа, совершаемая одним молотком при ударе, кДж; – скорость молотка относительно куска дробимого материала до удара, м/с; – угловая скорость ротора дробилки, – расстояние от оси ротора до центра тяжести куска дробимого материала, м; – масса молатка, приведенная к точке удара, кг; – масса куска дробимого материала (средняя суммарная масса кусков, дробимых одним молотком), кг; – число молотков на роторе.
2. Мощность, расходуемая на истирание материала о колосниковую решетку
, (1.48)
где – работа, совершаемая одним молотком при истирании материала на колосниковой решетке, кДж; сила трения при движении дробимого материала по колосниковой решетке, кН; – центробежная сила куска дробимого материала, кН; – коэффициент трения дробимого материала о колосниковую решетку; – скорость центра тяжести куска дробимого материала, м/с; – путь материала при перемещении по колосниковой решетке, м.
3. Мощность, затрачиваемая на трение в опоре ротора
, (1.49)
где – момент сил трения в подшипниках ротора,; – вес ротора, кН; – приведенный коэффициент трения в подшипниках качения; – диаметр цапф вала, м.
4. Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха внутри дробилки
, (1.50)
где – количество воздуха (расход), проходящее через дробилку, м/с; – средняя скорость перемещения воздуха, м/с; – средний диаметр траектории движения воздуха в корпусе дробилки, м; – площадь поперечного сечения активной части ротора, ;
– избыточное давление в дробилке, возникающее при вращении ротора, кПа; – плотность воздуха, .
Мощность электродвигателя привода вращения ротора молотковой дробилки, кВт:
, (1.51)
где – общий к. п. д. привода.
Мощность электродвигателя молотковой дробилки можно также приближенно определить исходя из работы деформации дробления кусков материала
, (1.52)
где – наружный диаметр окружности, описываемый молотками ротора, м; – длина ротора, м; – угловая скорость ротора,.
Диаметр ротора для молотковых дробилок с вертикальной загрузкой (мм): ; для дробилок с подачей материала сбоку ротора по наклонной плите (D – наибольший размер кусков дробимого материала, мм).
Для увеличения производительности дробилки расчетный диаметр ее ротора увеличивают. Длина ротора .
Техническая характеристика дробилки для кокса: производительность – до 16 т/ч; диаметр валков – 900 мм; длина валков – 700 мм; частота вращения верхних валков – 116 об/мин, нижних – 179 об/мин; мощность электродвигателя привода верхних валков – 14 – 20 кВт, нижних – 40 кВт; масса дробилки – 29,3 т.
Производительность валковых дробилок определяют из условия, по которому за один оборот валков выйдет материал в объеме кольца, образованного зазором между валками, т/ч:
, (1.53)
Рисунок 5 – Схема к расчету валковой дробилки.
где – коэффициент разрыхления дробленого материала в момент выхода из дробилки (для прочных материалов = 0,2...0,3, для влажных вязких – = 0,4...0,6); – ширина щели между валками, м; – длина валка, м; – диаметр валка, м; – угловая скорость валков, – объемная масса материала, .
Из формулы (1.53) видно, что производительность дробилки прямо пропорциональна частоте вращения валков, но при чрезмерно высокой частоте вращения валков происходит их проскальзывание относительно кусков дробленого материала, что вызывает истирание поверхности валков и повышенный расход электроэнергии без увеличения ее производительности.
Максимально допустимую угловую скорость валков определяют по формуле
, (1.54)
где – коэффициент трения между валком и материалом; – диаметр дробимых кусков материала, м; – диаметр валка, м.
Таким образом, чем меньше размер кусков дробимого материала, тем больше частота вращения валков.
Для обеспечения гарантированных условий захвата материала валками, значение , полученное по формуле (1.54), необходимо уменьшать на 15 – 20%.
Для обеспечения захвата куска материала валками (рис. 5) необходимо, чтобы в проекции на вертикальную ось втягивающие составляющие силы трения (без учета веса материала) были больше выталкивающих составляющих сил , т. е. должно быть соблюдено условие
где – сила давления, действующая на материал; – коэффициент трения между валком и материалом
,
т.е. или угол захвата .
Следовательно, для нормальной работы валков необходимо, чтобы угол трения был больше половины угла захвата или результирующая сил и была отклонена вниз от горизонтали. Обычно принимают = 32 – 48°, что соответствует = 0,3...0,45.
Для уменьшения износа валков, более устойчивой и стабильной работы дробилки окружная скорость валков должна быть 2 – 7 м/с. Максимально допустимый размер кусков дробимого материала из условия захвата (или соотношения и диаметра валков ) при заданной степени измельчения , определяется по формуле
, (1.55)
где – степень измельчения; – ширина щели между валками.
Для принятых значений и можно определить степень измельчения материала (обычно = 3...5 для твердых пород и = 8... 40 – для мягких). Например, для твердых материалов при = 0,3, = 17° и = 4, получим соотношение
, (1.56)
т. е. диаметр валка должен быть больше в 18 раз диаметра (величины в поперечнике) подаваемого в валки куска материала. Значения обычно находятся в пределах 18 – 24.
Усилие дробления , которое создается и регулируется пружиннами предохранительного устройства, зависит от многих факторов и может быть вычислено приближенно. Площадь, на которой действует это усилие
, (1.57)
где – длина валков, м; – длина дуги на участке измельчения, м; – угол дуги, рад.
Суммарное усилие дробления, кН:
, (1.58)
где – предел прочности материала при сжатии, кПа; – коэффициент разрыхления материала (для прочных пород = 0,2...0,3, для мягких = 0,4...0,6).
Значения углов : для прочных материалов 16° 40', а для глины 24°20'. Тогда длина дуги для прочных материалов , и для глины .
Подставив значения и (1.58), получим: для прочных пород ; для глин .
Сила нажатия пружины подвижного валка должна обеспечивать суммарное значение .
Мощность электродвигателя затрачивается на дробление материала и трение в опорных подшипниках. Мощность, расходуемая на дробление материала
, (1.59)
где – момент трения, создаваемый силой давления материала на валок; – среднее усилие дробления; – угловая скорость валка; – коэффициент трения между валком и материалом.
Мощность электродвигателя, расходуемая на преодоление трения в подшипниках
, (1.60)
где – нагрузка на подшипник; – вес валка; – приведенный коэффициент трения подшипника качения; – диаметр цапфы вала.
Мощность электродвигателя дробилки, кВт:
, (1.61)
где – к. п. д. привода.
Грохочение – процесс разделения сыпучих материалов на классы по крупности путем просеивания через одно или несколько сит. Материал, поступающий на грохочение, называется исходным, остающийся на сите – надрешеточным (верхним), проваливающийся через отверстия сита – подрешеточным (нижним) продуктом. Техническая характеристика грохотов различных типов приведена в табл. 1.2 – 1.5.
Эффективностью грохочения называется выраженное в процентах или в долях единицы отношение веса подрешеточного продукта к весу нижнего класса , подлежащего выделению из исходного материала.
Пример 1. Содержание подрешеточного продукта в надрешеточном , выход подрешеточного продукта . Тогда выход надрешеточного продукта составит . На 60 весовых единиц надрешеточного продукта приходится весовых единиц нижнего класса. Общее количество нижнего класса в надрешеточном и подрешеточном материале, т. е. в материале, поступающем на грохот, составит весовых единиц.
Эффективность грохочения %:
Пример 2. Содержание подрешеточного продукта в исходном материале и содержание подрешеточного продукта в надрешеточном , то
Эффективность грохочения зависит от продолжительности рассева и производительности (нагрузки) грохота. На процесс грохочения материала влияет также форма и размер отверстий просеивающей поверхности, режим работы грохота, зерновой состав, влажность и плотность материала.
Таблица 2. Техническая характеристика инерционных (вибрационных) грохотов
|
Параметры |
Грохот |
||||||
|
тяжолого типа |
среднего типа |
легкого типа |
|||||
|
ГИТ-42 |
ГИТ-324 |
ГИТ-52 |
ГИС-32 |
ГИС-42 |
ГИЛ-42 |
ГИЛ-52 |
|
|
Число сит |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
|
Размер сита, мм ширина длина |
1500 3000 |
1250 2500 |
1750 3500 |
1250 3000 |
1500 3750 |
1500 3750 |
1750 4500 |
|
Максимальный размер кусков исходного материала, мм |
200 |
175 |
400 |
150 |
150 |
150 |
300 |
|
Угол наклона короба, град. |
25 |
25 |
15-25 |
10-25 |
10-25 |
10-25 |
10-25 |
|
Амплитуда колебаний, мм |
4 |
3 |
6 |
2,5-4 |
2,5-4 |
2,5-4 |
2,5-4 |
|
Частота вращения вала, об/мин |
765 |
1000 |
735 |
1000 |
1000 |
1000 |
900 |
|
Мощность электродвигателя, кВт |
7,5 |
5,5 |
30 |
10 |
10 |
10 |
10 |
|
Размер отверстий (ширина - длина) сит, мм верхнего нижнего |
8080 1212 |
2525 1212 |
2525 2020 |
- - |
- - |
2525 1212 |
2525 1212 |
|
Производительность, т/ч |
до 400 |
до 300 |
до 800 |
- |
- |
до 120 |
до 150 |
|
Масса без электрооборудования, т |
4,8 |
4,0 |
4,9 |
2,6 |
3,3 |
4,5 |
5,2 |
Таблица 3. Техническая характеристика инерционных грохотов
|
Параметры |
Тип грохота |
||
|
ГИТ-51 |
ГИТ-51 СО |
ГИТ-61 СО |
|
|
Производительность, т/ч |
600 |
700 |
900 |
|
Размер колосниковой решетки, м ширина длина |
1,75 3,5 |
1,75 4,5 |
2 6 |
|
Угол наклона решетки, град |
23 |
15-25 |
15 |
|
Частота колебаний грохота в минуту |
800 |
800;900;1000 |
800 |
|
Амплитуда колебаний, мм |
6 |
3,6-4,8 |
6 |
|
Мощность электодвигателя, кВт |
10 |
17 |
20 |
|
Масса, т |
7 |
5,8 |
9,5 |
Примечание. Инерционные грохоты применяются для рассева известняка, выделения возврата из холодного агломерата, рассева сырых окатышей после окомкования.
Таблица 4 . Техническая характеристика самобалансных грохотов
|
Параметры |
Тип грохота |
||||
|
ГСТ-61 |
ГСТ-62А |
ГСТ-62П |
ГСТ-72 |
ГСТ-72С |
|
|
Производительность, |
150-200 |
400 |
500 |
600 |
350 |
|
Размеры просеивающей поверхности, м ширина длина |
2 5 |
2 5 |
2 5 |
2,5 6 |
2,5 6 |
|
Количество ярусов |
1 |
2 |
2 |
2 |
2(1) |
|
Ширина щелей колосниковых решеток, мм |
08,12,16,20 |
||||
|
Частота колебаний в минуту |
735 |
735 |
735 |
730 |
730 |
|
Амплитуда колебаний, мм |
5 |
6 |
6 |
5-6 |
6 |
|
Мощность электродвигателя, кВт |
132 |
172 |
172 |
172 |
172 |
|
Частота вращения, об/мин |
735 |
735 |
735 |
735 |
735 |
|
Масса, т |
10-11,3 |
10 |
10 |
14,3 |
11,1 |
Продолжение таблицы 4
|
Параметры |
Тип грохота |
||||
|
ГСТ-61 |
ГСТ-62А |
ГСТ-62П |
ГСТ-72 |
ГСТ-72С |
|
|
Применение |
Для грохочения горячего агломерата, окатышей и выделения постели |
Для грохочения руды, кокса, окатышей, агломерата и спека |
Для грохочения руды, спека и других сыпучих материалов |
Таблица 5. Техническая характеристика электровибрационных грохотов
|
Параметры |
Тип грохота |
|
|
182А-ГР |
209-ГРА |
|
|
Производительность, |
100 |
120 |
|
Размеры просеивающих колосников, мм ширина длина |
1500 1370 |
1500 1500 |
|
ширина щели колосниковой решетки, мм на входе на выходе |
- - |
3 10 |
|
Число колебаний в минуту |
3000 |
3000 |
|
Амплитуда колебаний, мм |
0,9 |
0,8-0,9 |
|
Привод электровибрационный потребляемая мощность, кВт род тока |
4,5 переменный |
4,5 переменный |
|
Ток возбуждения: потребляемая мощность, кВт род тока |
0,28 постоянный |
0,27 постоянный |
|
Масса, т |
5,7 |
5,7 |
Примечание. 1. Грохот 182А – ГР предназначен для отсева мелочи холодного агломерата; 2. Грохот 209 – ГРА – используется для отсева мелочи горячего агломерата. Устанавливается под бункером агломерата бункерной эстакады доменной печи.
Производительность грохота по подрешеточному продукту (если известна производительность по питанию ) можно определить по формуле
, (1.62)
Расчет производительности грохотов с двумя и тремя ситами производят по наиболее загруженному ситу. По методу МЕХАНОБРА (Всесоюзный научно-исследовательский и проектный институт механической обработки полезных ископаемых) производительность вибрационных грохотов определяется по формуле, т/ч:
, (1.63)
где – поправочный коэффициент на отсев; – удельная производительность по питанию,; – расчетная ширина сита, м; – рабочая длина сита, м; – объемная масса материала, .
При этом используют выражения: (при мм);
,
где – эффективность грохочения, %; – размер ячеек (щели) сита, мм; – рабочая ширина грохота, м.
Режим работы механических вибрационных грохотов характеризуется скоростью движения материала по ситу, м/с:
,
где – угловая скорость колебаний короба, ; – амплитуда колебаний (эксцентриситет вала вибратора), мм; – угол бросания, град.; – угол наклона просеивающей поверхности к горизонту, град.
По известной скорости движения материала по ситу грохота определяют производительность грохота, т/ч:
(1.64)
где – ширина грохота, м; – высота слоя материала, м; – объемная масса материала, ; – скорость движения материала по ситу грохота, м/с.
В зависимости от типа механического вибрационного грохота (рис. 6) определяют необходимые величины, используя условия равенства центробежных сил от массы противовесов и массы короба с материалом
,
или
,
где – смещение центра тяжести противовеса относительно оси вращения вала; – эксцентриситет вала; – угловая скорость вращения вала.
Рисунок 6 – Принципиальная схема вибрационных грохотов: а – полувибрационный; б – простой вибрационный; в – самоцентрирующийся.
Используя это соотношение, определяют:
1.Для полувибрационного грохота (рис. 6, а) массу противовеса с целью обеспечения расположения общего центра тяжести всей системы на оси вала с эксцентриком радиусом , вращающегося в опорных подшипниках
.
2.Для простого вибрационного грохота (рис. 6, б) амплитуду колебаний гладкого вала вокруг оси
.
3.Для самоцентрирующегося грохота (рис. 6, в) с целью обеспечения постоянства амплитуды колебаний (радиуса) и эксцентрикового вала вокруг оси должно соблюдаться равенство:
Регулировка грохота (балансировка) производится путем изменения массы противовеса и положения его центра тяжести с тем, чтобы общий центр тяжести находился на оси , вокруг которой вращается приводной вал.
Рассмотрим силы, действующие на кусок материала, лежащий на сите грохота (рис. 7, I квадрант). Для обеспечения отрыва (подбрасывания) материала от сита нормальная составляющая центробежной силы
Рисунок 7 – Схема к определению оптимальной скорости вращения эксцентрикового вала вибратора грохота.
должна быть больше составляющей веса частицы , равной , тогда
, (1.65)
где – масса частицы; – угловая скорость вращения вала вибратора, ; – эксцентриситет вала вибратора (амплитуда колебаний), м; – угол между направлением центробежной силы и плоскостью сита; – угол наклона короба к горизонту; – ускорение свободного падения, .
Минимальная угловая скорость вала вибратора, при превышении которой происходит подбрасывание материала над ситом, будет при = 90°
, (1.66)
где – амплитуда колебаний, м.
При подбрасывание начинается при угле < 90°, определяемом из (1.65) как
. (1.67)
При этом начальная скорость подбрасывания нормальная к поверхности грохота
,
а время полета частицы со скоростью под углом () к горизонту
.
Время, за которое вал вибратора совершит один оборот , выбирать меньше не целесообразно, поскольку увеличение скорости приводит к перерасходу энергии. Приравняв и выполнив подстановку и преобразования, определяют критическую, т. е. необходимую наибольшую угловую скорость вала вибратора,
. (1.68)
Максимальное значение угловой скорости вибратора, при котором возможно движение материала вниз по грохоту, определяется из условия (рис. 7, II квадрант)
, (1.69)
где – коэффициент трения материала по ситу.
Из (1.69), после подстановки и преобразований, получим
. (1.70)
Максимальное значение знаменателя в (1.70) определяют из условия
.
При этом и , где - угол трения.
Тогда после подстановок и преобразований получим выражение для наименьшей угловой скорости вала вибратора
. (1.71)
Максимальная угловая скорость вибратора, при которой исключается возможность движения материала вверх по ситу (рис. 7, 1 квадрант) определится из условия
, (1.72)
откуда
. (1.73)
Заметим, что , так как всегда . Равенство может быть только при условии , но при , что нереально. Поэтому . Сравнивая видим, что они могут быть равны при условии или при , поскольку все углы острые. Но , так как материал не должен перемещаться по неподвижному ситу грохота. Если , то , т. е. возможна работа грохота с подбрасыванием без перемещения материала вверх. Если и движение материала вверх начинается при меньшей частоте вращения, что необходимо для подбрасывания.
Угловую скорость вала вибратора выбирают между . При расчетах пользуются формулой
, (1.74)
где – в метрах.
Нагрузка на опорные ролики складывается из веса барабана , веса шихты в барабане и веса гарнисажа . Вес шихты определяют по формуле
(1.75)
или при известной степени заполнения барабана по формуле
, (1.76)
где – длина барабана, м; – степень заполнения барабана, %.
Нагрузка на один ролик составляет
(1.77)
где — число опорных роликов; — центральный угол между роликами.
Угол обычно принимают равным 30 – 35. С увеличением угла повышается величина реакции , а с уменьшением – снижается устойчивость барабана на роликах. Если влияние наклона оси барабана к горизонту на распределение нагрузок по роликам, а также сопротивление от трения в подшипниках упорных роликов незначительные, то при расчете ими пренебрегают.
Определение моментов, на преодоление которых расходуется мощность электродвигателя (рис. 8).
1.Момент от сил трения в подшипниках роликов, приведенный к оси барабана,
, (1.78)
где – приведенный коэффициент трения подшипников качения
,
где – радиус цапфы; – радиус бандажа; – радиус опорного ролика; – коэффициент трения качения шарика по обойме, м; – диаметр беговой дорожки (внутренней обоймы) подшипника; – радиус шарика (ролика) подшипника; – коэффициент 1,4 или 1,6 соответственно для шарикового или роликового подшипника.
2. Момент от сил трения бандажей по роликам, приведенный к оси барабана,
(1.79)
где – коэффициент трения качения ролика по бандажу, м.
3. Момент от веса шихты во вращающемся барабане. Принимают, что шихта представляет собой одно неподвижное тело, имеющее в сечении форму, сегмента наклоненного вертикали на угол (рис. 8) Угол определяется углом внутреннего трения материала, характеризуемым углом естественного откоса, и в значительной степени зависит от скорости вращения барабана.
Рисунок 8 – Схемы к определению мощности электродвигателя привода барабанных смесителей и окомкователей.
Обычно угол при нахождении в барабане железорудной шихты принимают равным 45°, :
, (1.80)
где – расстояние от оси барабана до центра тяжести кругового сегмента шихты
4.Момент от сил, возникающих при срезании гарнисажа резцами очистного устройства,
, (1.81)
где – окружная составляющая силы резания на одном резце (кН)
– удельное сопротивление резанию, кПа; – толщина среза одним резцом; – ширина среза одним резцом; – толщина слоя гарнисажа; – число резцов в очистном устройстве.
Общий момент, преодолеваемый электродвигателем,
. (1.82)
Мощность электродвигателя привода, работающего в длительном режиме, кВт:
, (1.83)
где – угловая скорость барабана, ; – общий к. п. д. привода.
Агломерационные машины представляют собой конвейер, состоящий из спекательных тележек (между собой не соединены), движущихся по замкнутому контуру. Конвейер состоит из горизонтальной (рабочей) и наклонной (холостой) направляющей, а также криволинейных участков в головной (подъем тележек) и хвостовой (опускание тележек) частях машины. Конвейерные агломерационные машины предназначены для спекания мелких фракций руды, концентратов и добавок, перемешанных с измельченным коксом. Через слой шихты, расположенный на движущихся тележках, просасывается воздух и происходит горение предварительно зажженного коксика и спекание всей шихты.
Техническая характеристика конвейерных агломерационных машин приведена в табл. 6. На машинах установлены электродвигатели постоянного тока с широким регулированием частоты вращения. Принципиальная схема конвейерных обжиговых машин (табл. 7) и метод расчета подобны конвейерным агломерационным машинам.
Конвейерная агломерационная машина является непрерывно действующим агрегатом и ее производительность определяют по формулам, используемым для пластинчатых конвейеров, т/ч:
, (1.84)
где – рабочая ширина спекательной тележки; – высота слоя шихты на решетке; – скорость перемещения тележки; – объемная масса шихты (= 1,8...2,4 ).
Производительность агломерационной машины при известной вертикальной скорости (м/с) и площади спекания шихты (),
Таблица 6. Техническая характеристика конвейерных агломерационных машин
|
Параметры |
Тип машины |
|||||
|
АКМ-50 |
АКМ-75 |
АКМ7-312 |
АКМ9-312 |
АКМ-600 |
АКМ-800 |
|
|
Производительность, т/ч |
40-90 |
75-150 |
400-500 |
400-500 |
1000 |
1250 |
|
Ширина рабочей поверхности, м |
2 |
2,5 |
4 |
4 |
6 |
8 |
|
Длина зона спекания, м |
25 |
30 |
63 |
78 |
102 |
102 |
|
Площадь спекания, |
50 |
75 |
252 |
312 |
612 |
816 |
|
Высота спекаемого слоя (наибольшая), м |
0,30 |
0,30 |
0,35 |
0,35 |
0,60 |
0,60 |
|
Число спекательных тележек |
70 |
80 |
130 |
132 |
173 |
173 |
|
Скорость движения спекательных тележек, |
1,4-4,4 |
1,5-4,5 |
1,5-7,5 |
1,5-7,8 |
2-12 |
2-12 |
|
Масса спекательной тележки, т |
- |
- |
7 |
7 |
9,5 |
12,6 |
Продолжение таблицы 6
|
Параметры |
Тип машины |
|||||
|
АКМ-50 |
АКМ-75 |
АКМ7-312 |
АКМ9-312 |
АКМ-600 |
АКМ-800 |
|
|
Масса агломашины с электрооборудованием, т |
312 |
446 |
2270 |
2360 |
3600 |
4700 |
|
Мощность электродвигателя привода тележек, кВт |
11 |
13 |
70 |
70 |
- |
- |
где – длина рабочей поверхности машины в метрах, равна, т/ч:
. (1.85)
Скорость спекания шихты изменяется в широких пределах, в среднем = 0,02...0,03 м/мин.
При определении количества выхода годного агломерата необходимо полученную расчетную производительность умножить на коэффициент выхода годного .
Таблица 7. Техническая характеристика конвейерных обжиговых машин
|
Параметры |
Тип машины |
||
|
ОК6-108 |
ОК-306 |
ОК-520 |
|
|
Производительность, т/ч |
90-110 |
300-350 |
453 (расчетная) |
|
Рабочая площадь (прососа и продува), |
108 |
306 |
520 |
|
Общая длина рабочей поверхности, м |
54 |
102 |
103 |
|
Ширина рабочей поверхности, м |
2 |
3 |
4 |
|
Число обжиговых тележек |
136 |
188 |
- |
|
Скорость движения обжиговых тележек, |
0,5-3,0 |
0,63-3,78 |
1,63-5,7 |
|
Наибольшая толщина слоя окатышей на колосниковой решетке, м |
250 |
350 |
300 |
|
Мощность электродвигателя постоянного тока привода тележек, кВт |
20 |
Рисунок 9 – Схема к расчету привода агломерационной машины.
Мощность привода передвижения спекательных тележек в основном расходуется на подъем тележек ведущими звездочками и на преодоление сил сопротивления передвижению тележек на горизонтальном участке.
Возможны два варианта расчета мощности электродвигателя агломерационной машины: по моментам сопротивления движению тележек и по работе, затрачиваемой па перемещение всех тележек по контуру агломерационной машины (рис. 9).
Момент сопротивления движению при подъеме тележек приводной звездочкой на участках DE и EF. На участке DE при подъеме и перемещении тележек на роликах по криволинейным (поддерживающим) направляющим
, (1.86)
где – вес тележки; – радиус окружности, описываемый центром тяжести тележки; – радиус начальной окружности звездочки (траектории движения оси скатов тележек); – коэффициент сопротивления движению тележки (см. формулу (1.7)); – угол, определяющий положение центра тяжести тележек, находящийся на криволинейных направляющих, град.
На участке EF происходит подъем тележек, полностью опирающихся на зубья звездочек
, (1.87)
где – угол, определяющий положение центра тяжести тележек, находящихся на участке EF звездочек, град.
Момент сопротивления движению тележек по горизонтальным направляющим агломашины FM
, (1.88)
где – сопротивление движению тележек по горизонтальному пути
, (1.89)
где – вес шихты на одной тележке, кН; – число тележек, находящихся на участках горизонтальных направляющих (незагруженных до вакуум-камер спекания, загруженных над вакуум-камерами спекания и охлаждения, загруженных после вакуум-камер охлаждения соответственно); – разрежение на участке спекания ( = 9...12 кПа); – разрежение на участке охлаждения, кПа; – давление в уплотнении (= 1,5...2 кПа); – длина тележки, м; – коэффициент трения в уплотнении .
Общий момент на звездочке (в первом приближении),
. (1.89)
На наклонном участке KD тележки перемещаются под действием составляющей их силы тяжести и создают момент, который может способствовать вращению звездочки
, (1.90)
где – длина участка пути KD; – угол наклона пути, град, ().
Общий момент на звездочке с учетом , :
. (1.91)
Момент трения в подшипниках вала в первом приближении можно определить после нахождения суммарной реакции N на этом валу путем построения многоугольника всех действующих сил, в том числе и в зацеплении приводного зубчатого колеса на валу звездочек
, (1.92)
где – радиус цапфы вала звездочек; – приведенный коэффициент трения в подшипнике вала.
Общий момент на звездочке с учетом
. (1.93)
Если отличается от менее чем на 5 %, то в расчет мощности электродвигателя можно принимать значение ; если разница будет более 5 %, то процесс приближения при определении необходимо продолжить.
Мощность электродвигателя привода агломашины, кВт:
, (1.94)
где – один из полученных выше и принимаемых в расчете общих моментов на звездочке; – угловая скорость звездочки, ; – к. п. д. передач (или всего привода, если в не включен и не учтены потери в зацеплении тележек с зубьями звездочек); – коэффициент запаса мощности ( = 1,2...1,5).
Если в разгрузочной части машины установлены приводные звездочки с электродвигателем, работающим в тормозном режиме, то создаются дополнительные сопротивления движению.
Выбранный по этой методике электродвигатель соответствует оптимальным условиям работы агломашины. Фактический расход мощности может значительно отличаться от расчета как в меньшую, так и в большую сторону. В первом случае это связано с выходом из строя гидроуплотнений или пружинных уплотнений на отдельных участках. Увеличение мощности связано обычно с превышением фактических усилий прижатия подвижных пластин уплотнения по сравнению с принятыми в расчете. Учитывая эти особенности агломашин, а также то, что моменты имеют противоположные знаки, в формулу (1.94) для определения мощности электродвигателя можно подставлять значения момента по формуле (1.89).
В этом случае мощность электродвигателя определяют как отношение работы, затрачиваемой на перемещение всех тележек по контуру агломашины ко времени перемещения (в секундах) одной тележки по этому контуру с учетом к. п. д. передач привода и коэффициента запаса мощности , (кВт)
, (1.95)
где – работа, затрачиваемая приводом на перемещение одной тележки, кДж.
Общая работа при перемещении одной тележки по контуру агломашины состоит из алгебраической суммы четырех работ
.
1. Работа, затрачиваемая на подъем одной тележки на участке (из наклонного на горизонтальный) с учетом сил трения о направляющие на участке DE
, (1.96)
где – коэффициент сопротивления передвижению тележки.
2. Работа, затрачиваемая на перемещение одной тележки по горизонтальному участку агломашины FM
(1.97)
3. Работа на участке MKN (считая, что разгрузка агломерата происходит при вертикальном положении тележки, т. е. при повороте на угол = 90°). В случае установки электродвигателя на разгрузочном участке, работающего в режиме генератора, эта работа не учитывается при определении мощности электродвигателя агломашины
. (1.98)
4. Работа при перемещении тележки по нижней наклонной ветви KD
. (1.99)
Общая работа, совершаемая приводом,
. (1.100)
Определение времени движения одной тележки по всему контуру агломашины DEFMNKD и количества тележек.
Длина контура агломашины по оси ската движущейся тележки
,
где – угол наклона нижней ветки агломашины
.
Время перемещения тележки по контуру агломашины
.
Количество тележек агломашины
.
При расчетах приняты следующие обозначения: – скорость передвижения тележек; – длина горизонтального участка машины (по осям звездочек); – радиус начальной окружности приводных звездочек (траектории движения оси ската тележки): – то же на разгрузочной части; – вес тележки; – диаметр цапфы роликов тележки; – диаметр роликов тележки; – длина отдельных участков горизонтальных направляющих (см. выше); – разрежение в вакуум-камерах на участке спекания; – то же на участке охлаждения; – давление в уплотняющих пластинах; – общая ширина уплотняющих пластин (с двух сторон); – нормальное давление одного торцевого уплотнения; – длина тележки; – рабочая ширина тележки; – высота слоя шихты на тележке: – коэффициент трения в подшипниках роликов тележки; – коэффициент трения в уплотнении; – коэффициент трения качения роликов по направляющим; – коэффициент, учитывающий трение реборд о рельс; – к. п. д. передач привода; – объемная масса шихты; – вес шихты на одной тележке.
Большинство доменных цехов построены по типовым проектам. Многое оборудование также является типовым. В зависимости от объема доменных печей применяется оборудование различных типоразмеров. Однако имеются доменные цеха и оборудование, существенно отличающиеся от типовых.
Шихтовые материалы подаются со склада в бункера доменного цеха перегрузочными вагонами или конвейерами. Набор материалов (кроме кокса) из бункеров производится вагонами-весами или пластинчатыми конвейерами и подается к скиповой яме для загрузки в скипы скипового подъемника. В некоторых доменных цехах применяют конвейерные подъемники. С подъемника материалы поступают в загрузочное устройство и затем они подаются вовнутрь доменной печи.
Из доменной печи чугун выпускается в ковши чугуновозов, которые подаются на разливочную машину или в миксерное отделение сталеплавильных цехов. Шлак выпускается в чаши шлаковозов. Для выпуска чугуна и шлака применяется одноносковая разливка. Летка для выпуска чугуна вскрывается с помощью сверлильной машины, а забивка чугунных леток осуществляется специальным устройством, называемым пушкой.
Перегрузочный вагон, перемещающийся по верху бункерной эстакады доменного цеха, предназначен для загрузки шихтовых материалов в бункера. Бункер вагона имеет внизу механизм для разгрузки из него шихтовых материалов. Грузоподъемность вагона – 65 т, вместимость бункера – 30 , скорость передвижения порожнего вагона 18 , груженого – 14 ; механизм затворов имеет 4 электродвигателя мощностью 5,5 кВт каждый с частотой вращения 1200 об/мин и передаточным числом червячно-цилиндрического редуктора 117,88. Для механизма передвижения используются электродвигатели мощностью 80 кВт с частотой вращения 460 об/мин и передаточным числом цилиндрической зубчатой пары 4,69. Масса перегрузочного вагона – 71,7 т.
Электровагоны-весы предназначены для набора шихтовых материалов из бункеров бункерной эстакады доменного цеха, дозированного взвешивания их, доставки к скиповой яме и загрузки в скип подъемника доменной печи. Техническая характеристика электровагона-весов 115 ЭВ40 следующая: предельный вес материала – 40 т, вместимость одного бункера – 9 ; скорость передвижения – 2,5 м/с; ускорение – 0,3 – 0,4 ; два электродвигателя механизма передвижения мощностью 31 кВт и два электродвигателя механизма вращения барабанных затворов бункеров мощностью 17 кВт.
На вагонах-весах установлены механизмы передвижения аналогичные механизмам грейферной тележки перегрузочного крана. Определение мощности электродвигателя механизма передвижения вагона-весов производится по статическому (без учета ветровой нагрузки) и динамическому моментам, как для случая повторно-кратковременного режима работы (см. “Расчет грейферной тележки”).
Вагоны-весы должны обеспечивать с необходимым запасом непрерывную загрузку скипового подъемника при форсированной работе доменной печи. Работают вагоны-весы по заданной программе. В цикл работы входит: набор материалов из шихтовых бункеров в два кармана (бункера), перемещение к скиповой яме, разгрузка материалов (поочередно из двух карманов), перемещение к шихтовым бункерам.
Производительность вагона-весов определяется по подаче руды (кокс вагонами-весами не подается), :
, (2.1)
где – масса рудной части подачи, т; – время цикла работы вагон-весов в течении одной подачи, с.
Для определения времени цикла составляют график работы вагона-весов. Время набора шихты из бункеров определяют по формуле
, (2.2)
где – масса набираемой шихты, ; – производительность питателя шихтового бункера при наборе данной шихты, т/с; – время установки вагона-весов у бункера .
Время перемещения вагона-весов зависит от длины пути к бункерам. При малых перемещениях (бункера расположены недалеко от скиповой ямы) вагоны-весы не успевают достигнуть номинальной скорости и работают по графику треугольника. Критерием малых перемещений является выражение:
, (2.3)
где – скорость движения, (для 30-тонных вагонов-весов – 4,6 и 40-тонных. вагонов-весов – 2,5 ); – ускорение вагонов-весов, .
Время движения при малых перемещениях
и при больших (график скорости в виде трапеции)
.
Цикл работы вагонов-весов можно уменьшить путем рационального распределения материалов по бункерам, увеличения ускорения, уменьшения длительности стоянки у скиповой ямы (установкой промежуточных бункеров у скиповой ямы) и др.
Для работы доменной печи требуется бесперебойная подача шихтовых материалов к загрузочному устройству; количество этих материалов, подаваемых на высоту около 60 – 70 м и более от уровня земли, достигает 20000 – 25000 т в сутки.
К машинам для подачи шихтовых материалов предъявляют весьма жесткие требования, так как задержка в загрузке материалов даже на короткое время влечет за собой перевод печи на тихий ход или полную ее остановку. Поэтому эти машины должны иметь высокую производительность, повышенную надежность при эксплуатации и обеспечивать возможность полной автоматизации процесса загрузки печи. В случаях значительного понижения уровня шихты в печи машины обеспечивают форсированный режим подачи материалов к загрузочному устройству и последующей их загрузки в печь.
В настоящее время применяют два основных способа подачи шихтовых материалов – скиповый и конвейерный. В первом случае все материалы подают из скиповой ямы бункерной эстакады, а во втором – из распределительных (промежуточных) бункеров.
В СССР доменные печи объемом до 3200 включительно оборудованы скиповыми подъемниками со скипами емкостью до 20 каждый и скиповыми лебедками грузоподъемностью до 39 т. На доменных печах объемом 5580 Череповецкого, 5000 Криворожского и 3200 Новолипецкого металлургических комбинатов применена конвейерная загрузка шихты.
За рубежом также используют оба способа подачи шихтовых материалов к загрузочному устройству доменной печи. В настоящее время все более широкое применение, особенно в Японии, на новых доменных печах объемом более 2000 находит конвейерный способ загрузки материалов в печь.
Первые конвейерные системы загрузки начали внедрять в 1950 – 1953 гг. в ЧССР, Франции, ФРГ на доменных печах малого объема (до 800 ) при их реконструкции взамен старых малопроизводительных систем загрузки – бадьевых подъемников и канатных подвесных дорог. С 1956 г. начинается второй этап развития конвейерных систем загрузки, с этого момента этот способ начинают широко применять главным образом для новых печей большого объема.
Основными факторами, обусловившими использование конвейеров для загрузки доменных печей большого объема, явилось значительное повышение производительности печей, при которой скиповые подъемники не могли обеспечить требуемый темп загрузки, применение хорошо подготовленной шихты, а также уменьшение числа компонентов шихты и сокращение частоты изменения программ загрузки печи.
Кроме того, при конвейерной подаче материалов упрощаются обслуживание и ремонт оборудования, исключаются значительные динамические нагрузки на несущие стальные конструкции, снижается стоимость строительства из-за отсутствия скиповой ямы и появляется возможность раздельного строительства доменной печи и системы загрузки шихты, увеличивается производственная площадь вокруг доменной печи для уборки жидких продуктов плавки, а также размещения агрегатов для грануляции шлака и пр.
Основными элементами скипового подъемника (рис. 10, а) являются: два скипа 5а и 56, наклонный мост 3, система канатов 7а и 7б с блоками 6а и 6б, 9а и 9б, скиповая лебедка 1 и грузодъемное оборудование 8.
Скипы загружаются коксом из бункеров 12 через грохоты и весовую воронку кокса или железорудными материалами посредством конвейера 13 и весовой воронки 15 с затвором или вагон-весами, а разгружаются в приемную воронку 4 загрузочного устройства печи. Для полной выгрузки материала из скипа угол наклона его днища к горизонту в верхнем положении должен составлять град.
Для перемещения по наклонному мосту скипы соединяют канатами с барабаном скиповой лебедки таким образом, что обеспечивается уравновешивание скипов (рис. 10, б). Для исключения аварий при обрыве одного из канатов, уменьшения диаметра канатов и блоков каждый скип подвешивают на двух канатах. Применяют блоки двух конструкций: с цельнолитым ободом для двух канатов (диаметром 1800 и 2000 мм) и сдвоенный, допускающий проворот шкива одного каната относительно шкива другого (диаметром 2000 и 2500 мм). Длина одного каната 150 – 180 м.
Скиповую лебедку 1 обычно устанавливают под наклонным мостом 3 в машинном здании 18 (рис. 10, в). В этом же здании располагают привод конусов загрузочного устройства (лебедку управления конусами) 16, лебедки измерителей уровня шихты 17 и панели автоматического управления системой загрузки доменной печи.
Рисунок 10 – Скиповый подъемник доменной печи: а – общий вид; б – кинематическая схема; в – план машинного зала.
Наклонный мост 3 опирается на один или два пилона 2 и 2а, а также на стенку 11 скиповой ямы. В настоящее время верхнюю часть металлоконструкции моста не связывают с металлоконструкциями печи; в этом случае деформация кожуха печи не передается на мост.
Наклонные мосты изготавливают сварными с решетчатыми фермами, либо сплошными из листового проката; последние менее экономичны, но более жестки. В поперечном сечении (А – А) мост представляет собой раму со сплошным настилом по нижним поперечным балкам. При полурамной конструкции моста облегчается замена скипов при помощи тележки 10. На мосту смонтированы площадки, на которых устанавливают направляющие 9а и 9б и головные 6а и 6б блоки скиповых канатов, а также отклоняющие блоки канатов лебедки управления конусами (на рисунке не показаны). Консольно-поворотный кран 8 служит для замены блоков.
Рисунок 11 – Схемы разгрузочных участков скипового подъемника: а – с прямолинейными направляющими; б – с криволинейными направляющими.
На поперечные нижние балки моста укладывают железнодорожные рельсы 3а, которые в верхней части переходят в разгрузочные кривые 3б, а в нижней опускаются в скиповую яму. Для предотвращения схода скипов с рельсов вдоль всего моста установлены контррельсы. Угол наклона мостов к горизонту принимают в пределах град, а угол наклона рельсов в скиповой яме на некоторых печах для улучшения условий загрузки скипов принят несколько большим. Такой перегиб рельсов является нежелательным, так как переход скипа с одного угла на другой вызывает динамические нагрузки в канатах, в местах перегиба устанавливают отклоняющие барабаны, не позволяющие канату ложиться на стяжки рельсов моста. Барабаны создают дополнительный изгиб каната и снижают его стойкость. Поэтому мосты скипового подъемника стремятся делать с минимальным перегибом или вообще без него.
Верхняя часть рельсовых путей наклонного моста заканчивается разгрузочным участком (рис. 11), на котором, кроме основного (нижнего) пути 1, имеется вспомогательный (верхний) путь 2 с более широкой колеей. Передние колеса скипа движутся по основному пути, задние, имеющие две поверхности катания, на разгрузочном участке переходят на вспомогательный путь наружной поверхностью катания, в результате чего при наклоне скипа материал выгружается в приемную воронку загрузочного устройства.
При движении скипа на разгрузочном участке необходимо обеспечить: плавность изменения усилия в канате; постоянное прижатие задних колес к рельсам; достаточное натяжение каната; полное высыпание материала; возврат скипа под действием собственного веса из любого положения на разгрузочных кривых. Эти условия зависят от принятой формы разгрузочных кривых и положения головного блока. Наиболее распространены разгрузочные кривые с прямолинейными направляющими.
Скипы предназначены для транспортирования шихтовых материалов из скиповой ямы на колошник доменной печи, к приемной воронке загрузочного устройства. Основным техническим параметром скипа является его емкость, которая для доменных печей объемом 1033 – 3200 составляет от 8,1 до 20 .
Скип (рис. 12, а) состоит из кузова 3, передних 1 и задних 5 скатов и упряжного устройства. Кузов цапфами 4 (на подшипниках качения) соединен с упряжью 2 для канатов. Для увеличения емкости и облегчения погрузки и выгрузки материалов передний торец кузова выполнен открытым с уширением. Для увеличения жесткости стенок и тыльной части в скипе типа С – 20 – 1 предусмотрены ребра, установленные снаружи. В скипах меньшей емкости ребра жесткости не устанавливают. От износа шихтой днище и стенки скипа защищены плитами из стали Г13Л толщиной до 60 мм. Многие заводы заменяют гладкие плиты ячеистыми, что увеличивает долговечность футеровки. Для улучшения условий высыпания материала футеровочные плиты, установленные в углах, скруглены. В верхней части кузова имеется отверстие, через которое производят погрузку мусора и просыпи, образующихся в скиповой яме.
Тяги упряжи 2 в передней части жестко соединены поперечиной 6, к которой крепят выравнивающее устройство для компенсации разности длин канатов и обеспечения их равного натяжений.
Устройство (рис. 12, б) состоит из двух спаренных рычагов 7, шарнирно закрепленных в поперечине 6 и шарнирно связанных тягой 8. К тягам 9, шарнирно укрепленным на рычагах 7, при помощи валиков 10 прикреплены коуши или блоки 11 для крепления канатов. При неравномерном натяжении канатов выравнивающее устройство перейдет в положение, показанное на схеме штриховыми линиями (по схеме нижней канат натянут сильнее верхнего). Устройство прекращает работать, когда выбирается зазор между тягой 8 и поперечиной 6.
Рисунок 12 – Скип: а – общий вид скипа модели С-20-1; б – схема выравнивающего устройства; в – типы выравнивающих устройств.
Дополнительным требованием (обусловленным долговечностью каната и блока) является минимальное боковое смещение каната упряжи скипа от исходного положения.
Рассмотрим с этих позиций две принципиально различные схемы устройства для выравнивания усилий в канатах.
На рис. 12, в приведены кинематические схемы устройств рычажного I и балансирного II типов, используемых для скипов.
Работа рычажного устройства прекращается после того, как соединительная тяга упрется в траверсу и выберет зазор , а балансирного устройства – после того, как одна из сторон рычага станет продолжением каната, т. е. балансир повернется на угол .
Из геометрических параметров устройств разница длин канатов рычажного устройства , а балансирного .
Из условия равенства плеч канатов и рычагов при любом их положении отношение усилий в ветвях канатов для рычажной системы (трением в шарнирах пренебрегаем) и для балансирной системы.
Наибольшие боковые отклонения канатов от исходного (нейтрального) положения для устройства рычажного типа одинаково для обоих канатов .
Для устройства балансирного типа и , где – текущий угол поворота.
Максимальный угол поворота для рычажного устройства
, а для балансирного .
Передние колеса 6 скипа (рис. 13) катятся по основным рельсам и имеют внутренние реборды. Реборда заднего колеса 1 расположена посредине поверхностей катания. Внутренняя поверхность катания заднего колеса перемещается по основному пути до разгрузочных кривых, где заднее колесо переходит на верхний путь наружной поверхностью катания. Принципиально возможна установка колес в четырех исполнениях: I – на общей вращающейся оси; II – на вращающихся полуосях; III – на неподвижной оси; IV – шарнирное крепление оси.
Из условий быстрой смены колес предпочтение следует отдать варианту I. Оси 2 колес смонтированы на самоустанавливающихся двухрядных роликоподшипниках 4, помещенных в разъемные по горизонтали корпуса-буксы 5, которые с помощью башмаков 8 укреплены на кузове скипа 7 болтами. Нижние и верхние части корпуса-буксы соединены болтами и вместе с торцовыми крышками 3, имеющими уплотнительные устройства, образуют камеру, которую заполняют смазкой. Колеса крепятся на осях при помощи шпонок 2 и стопорятся гайками 10 и планками 9. Для увеличения срока службы ободы колес закаливают.
Поскольку корпус скипа, установленный на четырех колесах, и рельсовый путь весьма жестки, а опирание скипа на рельсы должно происходить в четырех точках, то такая система оказывается статически неопределимой. При неодинаковых диаметрах
Рисунок 13 – Скаты скипа
колес и неровностях пути опирание скипа происходит практически в двух-трех точках, что увеличивает износ колеса. Для обеспечения равномерной нагрузки на колеса в последних конструкциях скипов Южуралмашзавод применил шарнирное крепление заднего ската к кузову скипа, что позволило исключить статическую неопределимость и увеличивать долговечность колес скипа.
Техническая характеристика скипов скиповых подъемников
|
Модель |
С-8-1* |
С-10-1 |
С-13-2 |
С-20-2 |
|
Геометрическая (полезная) емкость скипа, |
8,1(6,5) |
10(9) |
13,5(12) |
20(17) |
|
Колея, |
1454 |
1660 |
1660 |
2420 |
|
База, |
2400 |
2400 |
3800 |
3100 |
Продолжение таблицы
|
Модель |
С-8-1* |
С-10-1 |
С-13-2 |
С-20-2 |
|
Диаметр ходовых колес, |
500 |
500 |
600 |
700 |
|
Масса, |
9,8 |
10,7 |
16,9 |
25,9 |
|
Полезный объем печи, |
1033-1386 |
1513-1719 |
2000-2300 |
2700-3200 |
*С – скип: 8 – геометрическая емкость скипа; 1 – номер модели.
Скиповые лебедки служат для перемещения скипов по наклонному мосту. По конструкции различают скиповые лебедки следующих типов: с одним или двумя двигателями; с общим или раздельными редукторами, а также безредукторные. Характерным для лебедок является уравновешивание пустых скипов.
Грузоподъемность лебедок для доменных печей объемом 1033 – 3200 составляет от 15 до 39 т.
На рис. 14 представлены кинематические схемы скиповых лебедок с общим и раздельными редукторами. Лебедка (рис. 14, а) состоит из двигателей 1 постоянного тока (для регулирования скорости скипа в процессе его передвижения), соединительных зубчатых муфт 2, тормозов 8, общего редуктора 3, зубчатой передачи 3а, и барабана 5.
Управление лебедкой осуществляется командоаппаратом 4, а контроль скорости и аварийная остановка при превышении скорости – центробежным ртутным или рычажным выключателем 7. Останавливается лебедка при слабине или обрыве одного из канатов выключателями слабины каната 6, которые установлены по обе стороны барабана вдоль нарезной части. Для измерения частоты вращения в лебедках с раздельными редукторами (моделей ЛС – 29 – II и ЛС – 39 – I) предусмотрен тахогенератор 9 (рис. 14, б). Установка двух электродвигателей, помимо увеличения надежности, позволяет снизить маховой момент инерции системы
Рисунок 14 – Кинеамтическая схема скиповых лебедок: а – с общим редуктором; б – с раздельными редукторами.
Узлы лебедок всех типов смонтированы на чугунной станине, установленной в машинном здании. Станина для удобства изготовления и транспортировки состоит из нескольких частей, зафиксированных шпонками и скрепленных болтами. Опорами валов служат роликовые подшипники качения. Зубчатые передачи – шевронные в редукторном исполнении.
В первых конструкциях лебедок, помимо рабочих тормозов 8, предусматривался аварийный 8а, колодки которого охватывали гладкий участок барабана (рис. 14, а). Аварийный тормоз должен останавливать лебедку в случае поломки ее элементов и стопорить барабан при ремонтных работах. В связи с тем, что такие поломки практически не наблюдаются, в последних моделях (ЛС – 22,5; ЛС – 29, ЛС – 39) такой тормоз исключен (см. рис.14, б); рабочие тормоза рассчитаны на аварийный режим.
Барабаны изготавливают чугунными с двухходовой нарезкой. Муфты 2, соединяющие редукторы 3 и 3а, имеются только в лебедке модели ЛС-39. В других конструкциях этот вал выполнен цельным и опирается на наружные подшипники.
Рисунок 15 – Скиповая лебедка модели ЛС – 39 – 1
На ЮУМЗ разработана конструкция безредукторной скиповой лебедки с тихоходным двигателем, который соединен непосредственно с валом барабана; аналогичные по конструкции лебедки выпускают и зарубежные фирмы.
Общий вид скиповой лебедки модели ЛС – 39 – I показан на рис. 15. Электродвигатели 2, как и все остальные узлы, смонтированы на станине 1 и при помощи зубчатых муфт 3 соединены
с одноступенчатыми шевронными редукторами 5. Между редуктором и зубчатой муфтой устанавливают тормозные шкивы, охватываемые колодками рабочих тормозов 4. Редукторы 5 при помощи зубчатых муфт 6 соединены с зубчатой передачей 7, колесо которой закреплено на барабане 8.
Скиповая лебедка входит в автоматическую систему загрузки доменной печи и связана с ней командоаппаратами 9. Частота вращения барабана лебедки контролируется центробежным ртутным выключателем 10 и тахогенератором 11.
Рисунок 16 – Барабан скиповой лебедки
Барабан 6 скиповой лебедки (рис. 16) смонтирован на оси 1, которая опирается на роликовые подшипники 2, заключенные в корпусах 3. Ступица 4 зубчатого венца 5 закреплена на оси с помощью шпонки. С противоположной стороны на барабане болтами закреплено стопорное кольцо 7. Хвостовики 8 служат для передачи вращения от барабана к центробежному ртутному выключателю и командоаппаратам. Длину нарезной части барабана определяют расчетным путем. Расчетное число витков увеличивают на два двойных витка с каждой стороны. Между навивающимися и сходящими с барабана канатами имеется промежуток в два двойных витка. Крепление каната на барабане должно быть надежным и предусматривать быструю разборку и сборку. Обычно конец каната пропускают в отверстие на барабане, с закругленными краями и крепят зажимом 9 с внутренней его стороны. Канат петлей огибает вал барабана, а концы петли соединяют зажимами 10.
Рисунок 17 – Рабочий тормоз скиповой лебедки
Для стопорения барабана относительно станины лебедки при ремонтах предусмотрено два (по одному с каждой стороны) стопорных устройства.
Для уменьшения скорости движения скипа применяют динамическое торможение двигателя. Для окончательной остановки лебедки установлены два рабочих тормоза (рис. 17). Внизу рычаги 9 тормозных колодок 10 шарнирно закреплены на кронштейнах 12 станины. В верхней части каждого рычага прикреплена полукоробка 3, в которой находится катушка 1 и сердечники 2 электромагнита. При работе лебедки по катушкам электромагнитов, включаемым параллельно обмотке электродвигателей, проходит ток. При этом катушки притягиваются одна к другой вместе с сердечниками, выбирая зазор А, сжимают пружины 4 и, поворачивая рычаги 9 относительно осей 11, образуют зазор между колодками и тормозным шкивом, Величина отхода рычага регулируется винтом 5, перекос колодки относительно рычага — винтами 6 и 7, а горизонтальное смещение каждой колодки относительно рычага – винтом 8. При остановке двигателя лебедки отключают электромагнитные катушки и пружины 4 прижимают колодки к тормозному диску.
Рисунок 18 – Центробежный ртутный выключатель: а – общий вид; б – принципиальная схема.
Для контроля и аварийной остановки лебедки при превышении допустимой скорости скипа служит центробежный ртутный выключатель (рис. 18). Выключатель представляет собой лирообразный сосуд с тремя камерами. Сосуд соединен с осью барабана лебедки через муфту 3, зубчатую передачу 2 и вал 1. В центральную камеру сосуда опущены три контакта, образующие две цепи управления электродвигателями, которые контролируют скорость скипа. На основном участке моста эта скорость контролируется контактами 6 и 7, а на разгрузочных кривых – контактами 5 и 7. При вращении сосуда ртуть под действием центробежных сил
перемещается из центрального сосуда в боковые; уровень ртути в центральном сосуде понижается и размыкаются соответствующие пары контактов. При движении скипа на основном участке контакты 5 и 7 шунтируются командоаппаратом. При подходе скипа к разгрузочным кривым шунт снимается и, если скорость скипа не снижена, происходит разрыв цепи и остановка лебедки. От вала 1 посредством зубчатых колес 8 и 9 приводятся во вращение командоаппараты 4 (см. рис. 14).
Рисунок 19 – Выключатель слабины каната.
Выключатель слабины каната (рис. 19) защищает скиповой подъемник от аварий при ослаблении натяжения канатов, когда скип не вышел с разгрузочных кривых либо когда опускающийся скип сошел с рельсов.
Планки 2, воспринимающие усилие ослабленного каната, расположены снизу вдоль нарезной части барабана 1 по обе стороны и шарнирно укреплены на рычаге 3, закрепленном на оси 5. Другой конец рычага соединен с рычагом конечного выключателя 4. При ослаблении канат нажимает на планку, поворачивая рычаг, и при помощи конечного выключателя останавливает лебедку.
Техническая характеристика скиповых лебедок
|
Модель |
ЛС-15-I * |
ЛС-22,5-I |
ЛС-29-I |
ЛС-39-II |
|
Емкость скипа, |
8,1 |
10 |
13,5 |
20 |
|
Грузоподъемность (рудная нагрузка в скипе), |
15 |
22,5 |
29 |
до 39 |
|
Наибольшее статическое усилие в канате, |
190 |
250 |
423 |
625 |
|
Скорость движения каната, |
224/150 |
236/170 |
210 |
240 |
|
Полезная канатоемкость, |
88 |
95 |
95 |
110 |
|
Диаметр барабана, |
2000 |
2000 |
2000 |
2400 |
|
Диаметр каната, |
39 |
43,5 |
47,5 |
52 |
Продолжение таблицы
|
Модель |
ЛС-15-I * |
ЛС-22,5-I |
ЛС-29-I |
ЛС-39-II |
|
Электродвигатель лебедки: тип мощность, кВт частота вращения, |
ДП-55/33-4 2190 620/920 |
ДП-74/34-6 2260 500/700 |
ДП-74/37-63 2480 685/800 |
ДП-74/37-6К 2550/710 750/960 |
|
Масса, |
77,5 |
85,6 |
105,0 |
125,1 |
|
Полезный объем печи, |
1033-1386 |
1513-1719 |
2000-2300 |
2700-3200 |
* ЛС – лебедка скиповая; 15 – грузоподъемность; I – номер модели.
Двигатель скиповой лебедки работает в повторно-кратковременном режиме с переменным графиком нагрузки, поэтому расчет мощности выполняют по эквивалентной нагрузке. При расчете принимают следующие допущения: канат и упряжь на участке подъемника от головного блока до любого положения скипа параллельны наклонной части моста, исключая участок в скиповой яме и разгрузочный участок; погонный вес единицы длины упряжи равен погонному весу каната.
Проектируя все силы (с учетом сил сопротивления движению) на ось, параллельную пути в скиповой яме, из условия равновесия груженого скипа получим
, (2.4)
где – соответственно углы наклона пути скипа на участке в скиповой яме и на основном участке моста; – вес скипа; – вес материала; – усилие в канате. Знак “ + ” принимают при подъеме скипа, а знак “ – ” – при опускании.
Усилие в точке крепления каната к скипу
. (2.5)
При нахождении скипа на основном участке наклонного моста усилие составит (так как )
. (2.6)
При движении порожнего скипа в формулах (2.5) и (2.6) вес материала .
При нахождении скипа на разгрузочном участке усилие в канате определяют в начальном, конечном и нескольких промежуточных положениях, как было показано ранее при рассмотрении условия самовозврата скипа. Вес материала и положение его центра тяжести при опрокидывании скипа меняются и должны определяться для каждого положения скипа начиная с момента высыпания материала. Положение поверхности материала в скипе определяется углом естественного откоса.
Натяжение в канате в точке набегания канала на головной блок
, (2.7)
где – вес единицы длины одного каната; – расстояние от точки крепления упряжи скипа до точки касания каната с головным блоком (2.6).
Рисунок 20 – Схема к расчету мощности двигателя привода скипового подъемника.
Натяжение ветви каната сбегающей с головного блока:
, (2.8)
здесь
, (2.9)
где – коэффициент сопротивления при огибании канатом блока (первое слагаемое учитывает жесткость каната, а второй – трение в блоке); – диаметр каната, ; – диаметр блока, ; – коэффициент, учитывающий трение каната о желоб блока: – коэффициент трения в подшипниках блока; – диаметр цапф подшипников блока, ; – угол обхвата блока канатом.
Знак “ + ” принимают при подъеме скипа, а знак “ – ” – при опускании. Натяжение в набегающей ветви каната направляющего блока
, (2.10)
где – расстояние между точками 3 и 4; – угол наклона каната к горизонту на участке 3 – 4.
Натяжение ветви каната, сбегающей с направляющего блока
, (2.11)
где – коэффициент сопротивления для направляющего блока, рассчитывается по формуле (2.9).
Натяжение на барабане
, (2.12)
где – расстояние от точки сбегания каната с блока до барабана.
Статический момент на барабане лебедки (для любых положений скипов)
, (2.13)
где – натяжение каната на барабане в точках 6а и 6б от груженого и порожнего скипов, определяемое по формуле (2.12); – диаметр барабана.
Статический момент на валу двигателя
, (2.14)
где – число двигателей; – общее передаточное число лебедки; – к. п. д. лебедки.
Для расчета динамических моментов необходимо располагать данными о моменте инерции массы ротора двигателя, поэтому подберем вначале двигатель по статической нагрузке.
Предварительная мощность одного двигателя
, (2.15)
где – момент на барабане лебедки при среднем положении скипов на наклонном мосту; – максимальная скорость движения скипа.
По предварительной мощности выбираем двигатель и момент инерции массы ротора .
В периоды ускорений и замедлений на валу одного двигателя возникает динамический момент
, (2.16)
где – общий момент инерции движущихся масс, приведенный к валу двигателя; – угловое ускорение на валу двигателя.
Общий момент инерции
, (2.17)
где – длина одного каната; – момент инерции массы узла барабана лебедки относительно его оси; – момент инерции масс на валу двигателя (ротора, муфты, тормозного шкива); – вес единицы длины каната; – передаточное число от оси барабана до оси двигателя; – коэффициент, учитывающий моменты инерции масс других деталей привода, расположенных не на валу двигателя (кроме барабана лебедки); – ускорение свободного падения; – угловое ускорение двигателя; – ускорение (замедление) скипа.
Общий момент на валу двигателя равен алгебраической сумме
. (2.18)
Цикл работы привода скиповой лебедки рассчитывают на подачу, состоящую обычно из четырех скипов: двух рудных и двух коксовых. Нагрузочную диаграмму для перегона скипов рассчитывают в следующей последовательности. Статические усилия в канатах скипов, моменты на барабане и двигателе скиповой лебедки вычисляют для начального положения, конечного, стыковых участков всех периодов работы, а также для моментов перехода груженого и порожнего скипов с основного участка на наклонные рельсы в скиповой яме, используя ранее приведенные формулы. Полученные точки соединяют прямыми линиями. Усилие в канате скипов, находящихся на разгрузочных кривых, рассчитывают для начального, конечного и нескольких (пяти – семи) промежуточных положений. Полученные данные заносят в таблицы и представляют в виде графиков. Динамические моменты на валу двигателя алгебраически складывают со статическими и получают суммарный график моментов на валах двигателей для одного цикла.
Используя этот график, определяют эквивалентный (среднеквадратичный) момент для одного рудного (коксового) скипа:
, (2.19)
Коэффициентом учитывают ухудшенные условия охлаждения двигателя в период разгона, торможения и движения с малой скоростью. На участках нагрузочной диаграммы моменты меняются по линейному закону, поэтому величину можно рассчитывать по формуле
, (2.20)
которая дает эквивалентный момент для данного участка с начальным и конечным моментами.
Эквивалентный момент для одной подачи шихтовых материалов
. (2.21)
Мощность двигателя определяют по формуле
, (2.22)
где – угловая скорость ротора двигателя.
Фактическая продолжительность включения составляет
, (2.23)
где – соответственно время пауз при загрузке скипа железорудной частью шихты и коксом; – время перегона скипов.
При установке двигателя со стандартной продолжительностью включения , отличающейся от фактической , необходимо выполнить пересчет мощности по формуле
(2.24)
и по этой мощности выбирать двигатель по каталогу с принятым значением .
Для возможности работы скиповой лебедки на одном двигателе суммарную мощность двух устанавливаемых двигателей принимают по сравнению с расчетной на 40 – 50 % больше.
Выбранный двигатель постоянного тока проверяют на перегрузку:
, (2.25)
где – максимальный момент, по нагрузочной диаграмме двигателя; – номинальный момент двигателя; – коэффициент допустимой перегрузки двигателя (по каталогу).
Рассмотрим конвейерный подъемник печи объемом 5000 .
Конвейер (рис. 21) содержит приводную станцию 5, хвостовой барабан 12, натяжную станцию 14, загрузочную воронку 9, головной барабан 1 (разгружающий материалы в приемную воронку 34 загрузочного устройства доменной печи), отклоняющие барабаны 2, 3, 8 и 10, и ленту 4 с системой поддерживающих роликов и вспомогательных устройств, которая размещена в наклонной галерее круглого сечения (диаметр галереи 6). Максимальный угол подъема ленты конвейера ограничивается углом трения транспортируемого груза по гладкой ленте. Насыпной груз не должен скользить или скатываться по ленте под действием силы тяжести. Конвейер оснащен теплостойкой резинотросовой лентой (35 – трос, 36 – резиновая основа, 37 – тканевые прокладки, 38 – резиновые обкладки) шириной 2000 мм с разрывным усилием 8 МН (запас прочности ленты равен 10). Стыковка ленты осуществляется горячей вулканизацией. Допускаемая температура транспортируемых материалов – 100 °С. Шихтовые материалы загружаются на ленту отдельными порциями объемом до 37,5 с наименьшими интервалами между ними 17 с (~35 м), обусловленными необходимостью срабатывания механизмов загрузочного устройства.
Приводная станция содержит два барабана (6 и 7) диаметром 1640 мм, огибаемые лентой конвейера по S-образной схеме. Каждый барабан приводится во вращение двумя приводами, состоящими из асинхронных двигателей с фазными роторами 25 и 22 (соответственно 800 и 500 кВт), упругих муфт 24, тормозов 26, двухступенчатых редукторов 27 и 23 и специальных сцепных зубчатых муфт 28 с механизмами включения и выключения. Каждый из двух приводов барабана может являться рабочим и резервным, так что оба барабана могут приводиться по параллельной или перекрестной схеме (работают два двигателя). На валах барабанов 7 и 6 жестко посажены храповые колеса 30, которые при отключении приводов затормаживаются собачками, соединенными между собой и с якорем 29 электромагнита рычажно-параллелограммной системой.
Рисунок 21 – Конвейерный подъемник доменной печи полезным объемом 5000
С целью приведения в движение конвейера с пониженной скоростью (при ремонтах, монтаже и демонтаже конвейерной ленты) барабан 6 снабжен также так называемым микроприводом. При этом вращение от электродвигателя 31 (мощностью 100 кВт) передается на входной вал редуктора 23 через цепную передачу 32 и кулачковую муфту 33. Скорость движения ленты при работе от основного привода 2 , при работе от микропривода 0,36 . Производительность подъемника до 4000 .
Натяжная станция – грузолебедочного типа – служит для создания постоянного натяжения ленты с целью получения на приводных барабанах тягового усилия и ограничения стрелы провисания ленты между роликами. На натяжной тележке 11 смонтированы хвостовой барабан 12 конвейера и четыре блока. 13 (подвижная обойма) сдвоенного четырехкратного полиспаста. Ось неподвижной обоймы полиспаста 17 закреплена рядом с грузовой шахтой. Две нитки каната, сбегая с барабана 15 лебедки, огибают направляющие блоки 16, блоки неподвижной 17 и подвижной 13 обоймы полиспаста, направляющие блоки 18, 19 и 20 и несут груз 21. Ход натяжной тележки в одну сторону при натяжке и упругом растяжении ленты составляет 3 м, допускаемый ход в другую сторону с целью перестыковки ленты (вырезки старого и создание нового стыка) 5 м. При общем ходе тележки 8 м перемещение по высоте натяжного груза должно быть 32 м. Наличие лебедки позволяет сократить ход груза до 6 – 7 м. При достижении грузом предельных верхнего или нижнего положений он возвращается лебедкой в нормальное установочное положение.
Поддерживающие ролики ленты конвейера смонтированы в опорные узлы, образующие желобчатые роликоопоры. Рабочая (груженая) ветвь ленты лежит на трех-роликовой желобчатой опоре с шагом 1200 , холостая ветвь – на двухроликовой опоре с шагом 3000 . Вблизи барабанов для перевода ленты из желобчатой формы в плоскую установлены переходные роликоопоры.
Для удержания ленты от сбегания (перпендикулярно направлению движения) с определенным шагом устанавливают центрирующие роликоопоры. В установке конвейера предусмотрены система улавливания ленты в случае обрыва пли обратного движения при отказе тормозных устройств. Система включает датчик направления хода ленты рычажного типа и ловитель в виде колодочного плоского тормоза. Для очистки ленты от остатков шихтовых материалов под головным барабаном установлены очистные щетки-скребки с приводом от электродвигателя. Для уборки просыпающегося с ленты материала предусмотрено специальное устройство – уборщик просыпи.
Таблица 8. Технические характеристики ленточных конвейеров для подачи шихтовых материалов к загрузочному устройству доменной печи
|
Параметры |
Заводы и фирмы |
||
|
“Италсидер” Торонто (Италия) |
“Кавасаки сэйтэцу” Мидзусима (Япония) |
Криворожский Металлургический Комбинат (СССР) |
|
|
Полезный объем печи, |
2475 |
3363 |
5000 |
|
Ширина ленты конвейера, |
- |
2000 |
2000 |
|
Длина конвейера, |
250 |
303 |
503 |
|
Угол желоба ленты, град |
- |
30 |
30 |
|
Высота подъема материала, |
- |
68 |
86,8 |
|
Угол подъема (наклона) конвейера, град |
1200’ |
1325’ |
1030’ |
|
Скорость движения ленты, |
- |
120 |
120 |
Продолжение таблицы 8
|
Параметры |
Заводы и фирмы |
||
|
“Италсидер” Торонто (Италия) |
“Кавасаки сэйтэцу” Мидзусима (Япония) |
Криворожский Металлургический Комбинат (СССР) |
|
|
Мощность привода ленты конвейера, кВт |
2230 |
4200 |
2(800 + 500) |
|
Производительность конвейера, |
1800 |
3740 |
4000 |
Так как подачу шихты на колошник доменной печи осуществляют одним конвейером, лента и ее стыки должны удовлетворять повышенным требованиям: срок службы не менее 5 лет; быть гибкой и принимать под действием собственного веса форму, соответствующую профилю роликоопор; тип и способы стыковки, а также методы ремонта ленты должны обеспечивать минимальные затраты времени с целью минимальных простоев доменной печи.
Техническая характеристика ленточных конвейеров приведена в табл. 8.
Загрузочное устройство предназначено для подачи шихтовых материалов в рабочее пространство доменной печи и предупреждения при этом выхода из нее газа в атмосферу. Состоит устройство из трех основных частей (рис. 22): приемной воронки 1, вращающегося распределителя 2 и засыпного аппарата 3.
Материалы, высыпающиеся со скипа в приемную воронку, попадают на малый конус 10 воронки распределителя 2. Малый конус подвешен на полой штанге 11. Для вращения воронки распределителя в соответствии с программой загрузки печи служит привод, состоящий из электродвигателя, редуктора, конической 8 и цилиндрической 9 пар. Зубчатый венец последней закреплен на вращающейся воронке 2. Для предупреждения выхода газа из газового затвора засыпного аппарата 3 предусмотрено сальниковое уплотнение 7 вращающейся воронки. Вместимость воронки соответствует вместимости скипа. Малый конус опускается каждый раз после загрузки материала в воронку одного скипа. На большой конус 4 набирается подача, состоящая из четырех скипов. После этого конус опускается для загрузки материала вовнутрь доменной печи. Большой конус подвешен на штанге 5 большого конуса.
Рисунок 22 – Схема загрузочного устройства доменной печи.
Загрузочное устройство устанавливается на опорном кольце 6 доменной печи.
Вращающийся распределитель шихты (рис. 23) работает в соответствии с программой загрузки доменной печи. Для лучшего распределения материалов в доменной печи воронку 3 распределителя с высыпанным в нее на малый конус 20 из скипа материалом вращают на заданные углы. Техническая характеристика распределителей приведена в таблице 9.
Общий статический момент , необходимый для вращения воронки распределителя шихты, определяется как сумма четырех моментов.
1. Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в подпятнике 9 и в уплотнениях штанг малого 8 и большого 22 конусов
, (2.26)
где – коэффициент, учитывающий сопротивления в сальниковых уплотнениях штанг и возможное трение между штангами ; – коэффициент трения в подшипнике подпятника с учетом работы без смазки ; – усилие в штанге малого конуса, создаваемое противовесом балансира; – средний диаметр роликового хода в подпятнике 9.
Подпятник 9 “разрывает” силовую линию между вращающимися воронкой 3, малым конусом 22 и его штангой с неподвижной подвеской 10 малого конуса и противоскручивающим устройством 11, 12.
Таблица 9. Техническая характеристика распределителей шихты загрузочного устройства.
|
Параметры |
Тип распределителя |
||||
|
С-35-6,5 |
С3-37-10 |
С3-16-12 |
С3-21-17 |
РШВ1-22 |
|
|
Полезный объем доменной печи, |
1000-1300 |
1386-1719 |
2000-2300 |
2700 |
3200 |
|
Полезная вместимость вращающейся воронки, |
6,5 |
10 |
12 |
17 |
22 |
|
Давление в межконусном пространстве, МПа |
0,18 |
0,18 |
0,25 |
0,25 |
0,25 |
|
Диаметр малого конуса, |
2000 |
2000 |
2000 |
2500 |
3000 |
|
Угловая скорость воронки (установившаяся), |
0,36 |
0,34 |
0,37 |
0,31 |
0,31 |
|
Общее передаточное число от электродвигателя к воронке |
282 |
300 |
280 |
291,4 |
290,4 |
|
Электродвигатель мощность, кВт частота вращения, род тока масса, |
55 980 Переменный 36 |
55 980 Переменный 58 |
55 980 Переменный 61,6 |
120 870 Постоянный 118,6 |
120 870 Постоянный 154,4 |
Рисунок 23 – Схема к расчету распределителя загрузочного устройства.
2. Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения при вращении воронки 3 с кольцевыми дорожками 4 и 6 по трем опорным 23 или контропорным 24 роликам, которые контактируют с дорожками 4 или 6 соответственно
, (2.27)
где – приведенный коэффициент трения в подшипниках качения роликов ( = 0,02); – коэффициент трения качения кольцевой дорожки по роликам с учетом загрязнения ( = 0,0015...0,002 м); – диаметр цапфы подшипников опорного (контропорного) ролика, ; – средний диаметр опорного (контропорного) ролика, ; – средний диаметр кольцевой дорожки 4 вращающейся воронки 3, ; – усилие, приходящееся на опорные ролики.
Необходимо учитывать, что усилие может быть направленным вниз (при атмосферном давлении в межконусном пространстве основной режим работы уравнительных клапанов) и направленным вверх (при повышенном давлении газа в межконусном пространстве – дополнительный режим работы уравнительных клапанов).
Рисунок 24 – Схема к расчету сальникового уплотнения распределителя шихты.
При основном режиме работы уравнительных клапанов
; (2.28)
при дополнительном режиме работы уравнительных клапанов
, (2.29)
где – вес шихтовых материалов в воронке; – вес малого конуса 21 со штангой 8, защитными кольцами и подвеской 10; – вес вращающейся воронки с фланцем, зубчатым венцом 13 и броней; – давление газа под колошником 1; – наружный диаметр нижней части вращающейся воронки.
3. Момент на преодоление сопротивления трения в сальниковых уплотнениях 2 воронки 3
, (2.30)
где – коэффициент трения воронки о сальниковую набивку 13 ( = 0,05...0,10); – давление сальниковой набивки 2 на воронку 3 (в зависимости от давления под колошником = 1,1); – суммарная высота сальникового уплотнения воронки, уплотняемая зажимным устройством 20.
Момент на преодоление сил трения в сальниковом уплотнении 2 воронки распределителя
, (2.31)
где – сила трения в сальниковом уплотнении.
Поскольку уплотнение между вращающейся воронкой 1 и неподвижным корпусом 3 осуществляется за счет зажатия набивки грундбуксой 2 (рис. 24), то возникает осевое и радиальное давления, величина которых изменяется по высоте в связи с наличием сил трения. Величины и связаны коэффициентом пропорциональности = 1,4...3, т. е. . Величина зависит от упругих свойств материала набивки, степени уплотнения и др.
Закон изменения по высоте зависит от коэффициентов трения между набивкой и воронкой и между набивкой и корпусом . Средний коэффициент трения . Считают, что сила давления грундбуксы на сальник при у = 0 в 1,5 раза больше, чем давление газа под колошником , т. е..
Условие равновесия кольцевого элемента набивки записывают в виде равенства нулю проекций всех сил, действующих на элемент высотой , расположенный на расстоянии :
. (2.32)
разделив переменные и заменив ; , получим
, (2.33)
после интегрирования
. (2.34)
Постоянный коэффициент находят из начальных условий и при = 0 и =1,5 получают . Тогда или , откуда
(2.35)
Сила трения на элементарном кольце уплотнения
. (2.36)
Полная сила трения
(2.37)
При наличии нескольких (отдельных) сальников усилие определяется для каждого уплотнения (если их параметры различны).
4. Момент , затрачиваемый на преодоление сил трения качения между центрирующими роликами 6 и венцом 12, а также в подшипниках центрирующих роликов (см. рис. 23) из-за зависимости его от усилия в зубьях приводной шестерни 13, точно определить невозможно. Этот момент определяют методом последовательных приближений (рис. 25).
В первом приближении усилие в зубчатом зацеплении приводной шестерни определяют из уравнения
, (2.38)
где – начальный диаметр зубчатого венца.
Поскольку привод реверсивный, то усилие может быть направлено в разные стороны.
Рисунок 25 – Схема к определению моментов в центрирующих роликах распределителя шихты.
При вращении распределителя по часовой стрелке усилие от приводной шестерни передается роликам В и С (), а при вращении распределителя против часовой стрелки – роликам В и A (), что наглядно видно при переносе усилия на ось воронки. Первые приближения величины усилия давления венца на центрирующие ролики определяют из многоугольников сил, которые строят для случаев вращения по часовой и против часовой стрелки. В расчет вводится наибольшая арифметическая сумма реакций из возможных двух вариантов.
В первом приближении
, (2.39)
где – диаметр центрирующего ролика; – диаметр поверхности катания центрирующих роликов; – диаметр цапфы подшипника центрирующего ролика; – плечо трения качения ролика по поверхности катания; – коэффициент трения в подшипниках роликов.
Усилие в зубьях приводной шестерни при втором приближении определяют из уравнения
. (2.40)
Если отличается от не более, чем на 5 %, то в дальнейшем расчете можно пользоваться величиной . Если разница между и более 5 %, необходимо процесс приближения продолжить.
Общий статический момент вращения воронки, :
. (2.41)
По предварительно определяют мощность электродвигателя, кВт:
, (2.42)
где – угловая скорость воронки, .
По выбирают электродвигатель, значения момента инерции ротора и угловой скорости ротора .
Статический момент, необходимый для вращения воронки, приведенный к валу электродвигателя
, (2.43)
где – общее передаточное число механизма, состоящего из зубчатой пары 13, конического редуктора 14, универсального шарнира 15, редуктора 16, тормоза 17, электродвигателя 19 (см. рис. 23); – угловые скорости ротора электродвигателя и воронки; – общий к. п. д. механизма (= 0,80...0,85).
Так как работа распределителя шихты характеризуется частыми пусками и остановками и вращающиеся массы имеют большой момент инерции, то при расчете мощности привода необходимо учитывать динамические моменты в периоды пуска и торможения.
Динамический момент, приведенный к валу электродвигателя, определяемый отдельно при пуске и торможении механизма
, (2.44)
где – коэффициент, учитывающий моменты инерции остальных вращающихся деталей привода, кроме ; – моменты инерции на валу ротора электродвигателя; – то же воронки с деталями малого конуса и шихты на малом конусе относительно оси распределителя; – время пуска или торможения.
Обозначая (где на основании имеющихся расчетных данных приближенно можно принять равным 0,5), получим окончательно
. (2.45)
По полученным статическим и динамическим , моментам определяют общие моменты на валу электродвигателя для периодов пуска, торможения и установившегося движения отдельно для скипов с рудной частью шихты и коксом (рис. 26, а).
Распределитель за полный цикл работы поворачивают на углы , обычно равные 0,60, 120, 180°. Время установившейся угловой скорости воронки при повороте на угол
. (2.46)
Максимальное будет при повороте воронки на угол 180°. Эквивалентный момент для одного (рудного или коксового) скипа
. (2.47)
Моменты равны: ; ; . При этом время работы распределителя шихты , где — время установившегося движения определяют из условия поворота воронки на угол . Время цикла работы распределителя , где — время остановки до очередного поворота воронки распределителя.
Рисунок 26 – Графики моментов на валу электродвигателя общих для одного скипа (а) и эквивалентных за подачу (б).
Для каждой подачи из четырех скипов при повороте воронки распределителя на данный угол (60, 120°, 180°) строят график эквивалентных моментов (рис. 26, б). Эквивалентный момент за подачу из четырех скипов ( рудных и коксовых) без учета пауз
, (2.48)
где – эквивалентные моменты для рудного и коксового скипов соответственно; = 0,75 – коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения электродвигателя при пусках и торможениях.
По полученным эквивалентным моментам для каждой подачи определяют эквивалентный момент электродвигателя за цикл работы распределителя,
, (2.49)
где – эквивалентные моменты для подачи при повороте воронки распределителя на углы ±60; ±120 и 180° соответственно (при работе распределителя на 6 станций: одна станция без поворота распределителя, т. е. = 0; поворот распределителя на углы 60 и 120° производят по часовой и против часовой стрелки); – время поворота распределителя на углы ±60, ±120 и 180° соответственно.
Мощность электродвигателя при фактической продолжительности включения , кВт:
. (2.50)
Фактическая продолжительность включения, %:
, (2.51)
где – общее время набора одной подачи; – число скипов в подаче ( = 4); 6 – число станций за цикл работы распределителя (0°; ±60; ±120; 180°).
Мощность электродвигателя при стандартной , кВт:
. (2.52)
Выбранный по каталогу (обычно асинхронный) электродвигатель проверяется на перегрузку по допустимому коэффициенту перегрузки
,
где – максимальный момент берется из нагрузочной диаграммы (рис. 26); – номинальный момент выбранного электродвигателя.
Управление большим и малым конусами загрузочного устройства осуществляют типовыми трехплечими балансирами с приводом от одной лебедки (рис. 27). Балансиры большого и малого конусов (рис. 27, б) расположены на оси 1, опирающейся на роликоподшипники 2. На этой же оси жестко закреплены два трехплечих балансира 3 большого конуса, а на подшипнике скольжения 4 – балансир 5 малого конуса; на одном плече каждого из балансиров в точках 6 и 7 закреплены канаты управления, идущие к барабанам лебедки, на другом – противовесы 8 и 9. Третье плечо является звеном прямильного (лемнискатного) механизма (рис. 27, а).
Лебедки для управления конусами загрузочного устройства имеют один или два (в последних конструкциях) электродвигателя. Лебедка с двумя электродвигателями (рис. 28) состоит из двух независимо работающих силовых линий, включающих электродвигатели 1, тормоза 2, цилиндрическо-конические редукторы 3, муфты 4, шестерни 5, вращающих зубчатое колесо 6.
Рисунок 7 – Схема к расчету механизма управления конусами загрузочного устройства (а) и вид балансиров в плане (б).
Зубчатое колесо 6 установлено на подшипниках 8 и закреплено на валу 7. Барабаны 9 и 10 на валу 7 посажены на подшипниках и могут независимо проворачиваться относительно вала. На зубчатом колесе 6 в верхней части с двух сторон имеются приливы (кулаки) 12, а барабаны с противоположных сторон также снабжены кулаками 11. В зависимости от направления вращения зубчатого колеса 6 в зацепление входят кулаки барабана 9 или 10, на которые укладываются пластинчатые цепи, связанные с канатами управления балансирами большого или малого конуса. Лебедка снабжена двумя конечными выключателями 13 и командоаппаратами 14. Технические характеристики балансиров и лебедок управления конусами приведены в табл. 3.4 и табл. 3.5.
Рисунок 28 – Лебедки для управления конусами загрузочного устройства
Полный цикл работы лебедки управления конусами за одну подачу обычно состоит из четырех открываний и закрываний малого конуса и одного (иногда двух) открывания большого конуса. Для построения нагрузочной диаграммы рассмотрим общую методику единичного цикла работы лебедки управления конусами (однократное открывание и закрывание конуса). Чтобы построить график моментов, на валу электродвигателя предварительно определяют усилия, действующие на элементы механизма управления конусами (конус, балансир, канат, барабан) при работе лебедки.
Таблица 10. Технические характеристики трехплечих балансиров
|
Параметры |
Модели балансиров |
||||
|
КПЧ-72 |
КП2-85, 90, 105 |
КП1-165 |
КП2-188 |
БКП1-210 |
|
|
Полезный объем печи, |
1033-1386 |
1513-2000 |
2700 |
3000 |
3200 |
|
Ход конуса, : большого малого |
750 900 |
750 900 |
750 900 |
590 800 |
2100 750 |
|
Усилие в штанге конусов, кН: большого малого |
720 280 |
850-1030 365-400 |
1663 643 |
1880 690 |
2100 900 |
|
Угол поворота балансира конусов, град.: большого малого |
– – |
||||
|
Масса, т |
58,0 |
62,9-68,1 |
108,3 |
115,4 |
122 |
Таблица 11. Технические характеристики лебедок управления конусами
|
Параметры |
Модель лебедки |
||
|
ЛК-38- П |
ЛК-45 |
ЛК-70 |
|
|
Полезный объем печи, |
1033 |
1386-2000 |
2700-3200 |
|
Натяжение каната конусов (рабочее), кН большого малого |
230 150 |
270 160 |
400 190 |
|
Натяжение каната (наибольшое), кН |
380 |
450 |
700 |
|
Ход каната (наибольший), |
2600 |
2600 |
2600 |
|
Скорость движения каната (наибольшая), |
0,67 |
0,67 |
0,68 |
|
Диаметр барабанов, |
1100 |
1100 |
1600 |
|
Диаметр канатов, : наименьший наибольший |
28 39 |
37 43,5 |
52 55 |
|
Общее передаточное число |
86,5 |
86,5 |
123 |
|
Электродвигатели постоянного тока: мощность, кВт частота вращения, об/ мин |
150 1000 |
180-200 1000 |
2150 1000 |
|
Род тока |
постоянный |
||
|
Масса, |
18,5 |
16,3 |
63,0 |
Величины моментов, необходимых для построения нагрузочных графиков для электродвигателей при углах поворота барабана лебедки от 0 до 90°, определяются по формуле
, (2.53)
а при > 90° по формуле
, (2.54)
где – передаточное число лебедки; – к.п.д. передачи (знак “+” относится к открыванию, а знак “–” – к закрыванию конуса).
При построении нагрузочного графика для электродвигателей к статическим моментам в периоды пуска и торможения лебедки добавляют динамические моменты ( и – от балансира) с учетом их знака, т. е. определяют пусковые и тормозные моменты.
Пусковой момент на валу двух электродвигателей
, (2.55)
где – коэффициент, учитывающий моменты инерции вращающихся деталей, кроме моментов инерции на валу электродвигателя (= 1,2...1,3); – момент инерции на валу одного электродвигателя (ротора, муфты, тормозного шкива); – средняя величина статического момента за период пуска.
Тормозной момент на валах электродвигателей
, (2.56)
где – средняя величина статического момента за период торможения.
Далее вычисляют эквивалентный момент за полный период (цикл) однократного открывания и закрывания конуса.
Для расчета мощности электродвигателей определяют эквивалентные моменты полного цикла работы лебедки конусов при подаче из четырех скипов (для случая наибольшей загруженности лебедки): для малого конуса – рудная шихта ( скипов), кокс ( скипов) и большого конуса . По этим данным строят нагрузочную диаграмму (рис. 29) и определяют общий эквивалентный момент за цикл работы привода (без учета пауз),
, (2.57)
где ( – время работы электродвигателей за период однократного открывания и закрывания конусов).
Мощность двух электродвигателей при фактической продолжительности включения, кВт:
, (2.58)
где – угловая скорость ротора предварительно выбранного электродвигателя, .
Рисунок 29 – Графики моментов (нагрузочная диаграмма) на валу электродвигателя за полный цикл работы лебедки конусов.
Фактическая продолжительность включения электродвигателя
, (2.59)
где – время цикла; – время остановок электродвигателей после очередного открывания и закрывания конуса (разгрузки очередного скипа).
Мощность одного электродвигателя при стандартной продолжительности включения
. (2.60)
По этой мощности и принятом ПВ выбирают электродвигатель по каталогу. Коэффициент перегрузки выбранного электродвигателя постоянного тока
, (2.61)
где – максимальный момент по нагрузочной диаграмме для большого конуса; – допускаемый момент электродвигателя по каталогу.
Электродвигатель проверяют по максимально возможному моменту при подъеме балансира большого конуса без учета веса конуса (подъем балансира без конуса часто производят при ремонтах).
Пушка, предназначенная для забивки огнеупорной массой чугунной летки на полном ходу доменной печи, имеет три механизма: выталкивания леточной массы из цилиндра (собственно пушка); подачи и прижима пушки к летке и поворота для подвода и отвода от летки прижимного устройства с пушкой. Технические характеристики пушек для забивки летки приведены в табл. 12.
Таблица 12. Техническая характеристика пушек для забивки чугунной летки доменной печи
|
Параметры |
Тип пушки |
||||
|
ЭЗ-050-240 |
ЭЗ-050-320 |
Э-19-050 |
ЭЗ-035-240 |
Э-19-035 |
|
|
Объем полезного цилиндра, |
0,5 |
0,5 |
0,5 |
0,35 |
0,35 |
|
Диаметр рабочего цилиндра, |
650 |
650 |
650 |
550 |
600 |
|
Ход поршня, |
1505 |
1505 |
1505 |
1505 |
1270 |
|
Усилие действующие на поршень, кН |
2400 |
3200 |
3250 |
2400 |
3000 |
|
Давление леточной массы на поршень, МПа |
720 |
964 |
1060 |
1000 |
1060 |
|
Время движения поршня (полное), с |
154 |
154 |
129 |
154 |
108 |
|
Скорость выхода леточной массы из носка пушки, |
0,19 |
0,19 |
0,21 |
0,19 |
0,21 |
|
Усилие прижатия носка к летке, кН |
105 |
105 |
120 |
105 |
120 |
|
Ход тележки прижимного устройства, |
1,2 |
1,2 |
0,85 |
1,2 |
0,85 |
|
Электродвигатели: механизма выталкивания массы мощность, кВт частота вращения, об/мин прижимного устройства мощность, кВт частота вращения, об/мин поворотного устройства мощность, кВт частота вращения, об/мин |
50 735 25 980 8 725 |
72 990 25 980 8 725 |
362 690 36 690 10,5 670 |
50 735 25 980 8 725 |
362 690 36 690 10,5 670 |
|
Масса, |
29,4 |
31,7 |
27,0 |
29,1 |
26,0 |
Основные вопросы по расчету механизма прессования разработали М. 3. Левин и В. Я. Седуш. На рис. 30 изображена расчетная схема. Исходные данные для расчета – давление , которое должно быть создано в носке для преодоления сопротивления летки, и скорость выхода леточной массы из носка. Величина давления зависит от состояния летки после выпуска чугуна и свойств леточной массы. По мере продвижения массы в летке увеличивается давление. Исследования, проведенные на ряде доменных печей, показывают, что при низкой влажности леточной массы давление в начале забивки составляет 0,3 – 0,5 мПа, а к концу – возрастает до 1,5 мПа.
Скорость выхода леточной массы из носка у хорошо работающих пушек составляет 0,2 – 0,5 м/с. При больших скоростях увеличивается расход леточной массы, поскольку она может попадать в горн, а при малых скоростях значительно возрастает сопротивление и может получаться короткая летка.
Пушка (рис. 30, а) состоит из цилиндра 1, переходного патрубка 2 и носка 3, т. е. из цилиндрического и двух конических участков. Рассмотрим движение леточной массы в коническом участке. На рис. 30, б изображена схема сил, действующих на элемент .
Мощность расходуется на преодоление полезных и вредных сопротивлений. Уравнение мощности можно записать в виде
(2.62)
где – давление; – площадь сечения конуса; – скорость леточной массы; – мощность внутренних сил.
Удельная сила трения между стенками пушки и леточной массой
, (2.63)
где – коэффициент трения леточной массы о стенку.
Давление на боковую поверхность элемента
, (2.64)
где – коэффициент бокового давления; – угол наклона образующей конуса.
Рисунок 30 – Схемы к расчету механизма прессования пушки.
Пренебрегая величинами второго порядка малости и принимая = 0, из уравнения мощности получают
. (2.65)
Из условия неразрывности массы , тогда
, (2.66)
откуда
.
В этой формуле
. (2.67)
При движении леточной массы в цилиндре элемент в процессе движения практически не деформируется (; величины и постоянны) и уравнение мощности можно записать в виде
, (2.68)
где – периметр цилиндра.
В данном случае , следовательно,
, (2.69)
где – рабочая длина цилиндра; – диаметр цилиндра.
После интегрирования
. (2.70)
Для пушки, состоящей из цилиндра, переходного патрубка и носка (рис. 30, а), давление поршня на массу
. (2.71)
Расчеты и исследования показывают, что потери мощности при движении леточной массы в пушке очень велики, особенно в переходном патрубке, имеющем большой угол наклона образующей. Потери уменьшаются, если углы наклона образующих переходного патрубка и носка одинаковые (рис. 30, б), тогда
(2.72)
В формулах для определения давления поршня на леточную массу () имеются величины, характеризующие свойства этой массы (). Опыты, проведенные на лабораторной установке, позволили получить значения этих величин в зависимости от состава леточной массы и представить полученные результаты в виде эмпирических формул!
(2.73)
Здесь – содержание в леточной массе соответственно кокса, песка и глины, в долях единицы; – содержание влаги на единицу сухой шихты.
Усилие в винте
, (2.74)
где – площадь поршня; – давление поршня на леточную массу.
Статический момент на валу электродвигателя
, (2.75)
где – средний диаметр нарезки винта; – угол подъема винтовой линии; – угол трения в винтовой паре; – передаточное число механизма; – угловые скорости ротора электродвигателя и гайки.
Динамический момент на валу электродвигателя, предварительно выбранного по статическому моменту,
, (2.76)
где – момент инерции на валу электродвигателя; – угловое ускорение ротора; – коэффициент, учитывающий моменты инерции всех вращающихся масс механизма, кроме ( = 1,15...1,2).
Суммарный момент на валу электродвигателя,
. (2.77)
Тогда мощность привода механизма прессования, работающего в кратковременном режиме, по которой вибирают электродвигатель, кВт:
, (2.78)
где – угловая скорость ротора электродвигателя, ; – средний диаметр нарезки винта (гайки), ; – скорость поступательного движения винта (поршня), ; – к. п. д. механизма винтовой пушки; – допускаемый коэффициент перегрузки электродвигателя; – коэффициент запаса мощности.
Необходимая скорость передвижения винта
, (2.79)
где – диаметр отверстия носка; – диаметр цилиндра; – скорость выхода леточной массы из носка.
После выбора электродвигателя и его характеристик уточняют значение других величин.
Мощность привода кронштейна пушки расходуется на преодоление сил трения в подшипниках колонны и сил инерции при разгоне и торможении. Реакцию в упорном подшипнике определяют из суммы проекций всех сил на вертикальную ось (рис. 31)
, (2.80)
где – вес поворотной части с приводом поворота; – вес механизмов выдавливания и прижима с тележкой и лафетом, подвешенных к кронштейну поворотной колонны.
Реакции в радиальных подшипниках равны (из суммы проекций всех сил на горизонтальную ось) и наиболее просто определяются из суммы моментов всех сил относительно точки
, (2.81)
где – плечи действия сил относительно точки .
Момент преодолеваемый электродвигателем, :
. (2.82)
Статические моменты сил сопротивления вращению колонны, приведенные к валу электродвигателя
, (2.83)
где – диаметры подшипников; – коэффициенты трения в этих подшипниках; – общее передаточное число от оси колонны до электродвигателя.
Динамический момент
, (2.84)
где – коэффициент, учитывающий моменты инерции вращающихся деталей привода (валы, шестерни и др.), кроме ; – момент инерции на валу электродвигателя; – момент инерции поворотной части колонны с лафетом и механизмом выдавливания относительно оси колонны; – угловое ускорение ротора электродвигателя; – время пуска электродвигателя.
Если выполняют поверочный расчет, то для определения динамических моментов используют характеристики установленного электродвигателя . При расчете нового привода сначала определяют ориентировочную мощность электродвигателя, кВт,
, (2.85)
Рисунок 31 – Схемы к расчету механизма поворота кронштейна пушки.
а затем по ней подбирают электродвигатель по каталогу и его характеристике. Здесь – момент инерции ротора электродвигателя; – угловая скорость ротора электродвигателя; – допускаемый коэффициент перегрузки электродвигателя.
Мощность электродвигателя, работающего в кратковременном режиме, кВт:
, (2.86)
где – к. п. д. механизма; – коэффициент запаса мощности.
Конвейер разливочной машины состоит из приводной и натяжной станций со звездочками 1 и 2, цепи 3 с изложницами (рис. 32). Привод включает электродвигатель переменного тока, цилиндрический четырехступенчатый редуктор с передаточным числом 527, эластичную и зубчатую муфты, звездочки. Цепь конвейера пластинчатая, пластины которой соединены между собой втулками, а пластины двух рядов – валиками. К каждому звену пластин цепи болтами крепятся две изложницы. В одной ленте 308 изложниц, в которых получают чушки массой 18 или 45 кг; номинальная скорость движения конвейера — 11,3 м/мин; угол наклона конвейера – до 9°44'; расстояние между звездочками – 42535 мм; мощность электродвигателя – 28 кВт; масса машины – 197 – 202 т. Теоретическая производительность машины при непрерывной работе и максимальном заполнении изложниц, т/ч: с изложницами для чушки 45 кг (или двух по 23 кг) – 204 т, с изложницами для двух чушек по 18 кг – 162 т.
Производительность разливочной машины зависит от многих факторов. Поэтому разработано несколько методов определения ее производительности.
1. Теоретическая возможная производительность разливочной машины, т/ч:
, (2.87)
где – масса одной чушки, т; – скорость движения ленты, м/мин; – шаг звена цепи, м; – число чушек на одном звене.
Скорость движения ленты ограничивается временем , необходимым для затвердевания чугуна в изложнице (с учетом полива водой) и длиной наклонной части ленты машины с заполненными чугуном изложницами, и равна . Оптимальная скорость движения конвейера находится в пределах 9 – 12 м/мин.
Рисунок 31 – Схема к расчету привода конвейерной разливочной машины.
2. Технически возможная производительность, т/ч:
, (2.88)
где – масса металла в ковше, т; – коэффициент учета потерь чугуна при разливке ( = 0,97...0,99); – продолжительность цикла слива чугуна из ковша, мин; – время опрокидывания ковша с чугуном до полного опорожнения, мин; – время возврата порожнего ковша в исходное положение, мин; – время замены ковша с учетом передвижения состава шлаковозов, мин ( около 15 мин).
3. Технически возможная суточная производительность (при условии бесперебойной подачи ковшей), т/сут:
, (2.89)
где – время работы машины в сутки с учетом простоев на профилактику и др., ч ( около 20 ч).
При расчете мощности электродвигателя привода конвейера применяют одну из известных методик для пластинчатых конвейеров. Контур конвейера машины (рис. 31) разбивают на четыре характерных участка: 1 – 2, 2 – 3, 3 – 4 и 4 – 1. В начале участка 3 – 4 происходит заполнение изложниц жидким чугуном.
Для предотвращения провисания цепи конвейера с помощью натяжного устройства создают натяжение , равное 3 – 5 кН. Натяжение цепи в точке 3, с учетом сопротивления на участке 2 – 3, равно
. (2.90)
Сопротивление определяется силами трения на холостой звездочке и оценивается коэффициентом по отношению к , т. е. . Тогда натяжение
. (2.91)
Натяжение цепи в точке 4 равно
. (2.92)
Сопротивление движению конвейера на участке 3 – 4
, (2.93)
где – шаг звена цепи; – вес ленты конвейера на длине шага звена цепи; – вес одной чушки; – число чушек чугуна на одном звене цепи; – длина участка цепи 3 – 4; – угол наклона конвейера; – коэффициент сопротивления движению, .
С учетом сопротивления на приводной звездочке оцениваемого коэффициентом от величины натяжения , т.е. определяют
. (2.94)
Натяжение цепи в точке 1 с учетом сопротивления движению конвейера на участке 1 – 2
, (2.95)
где ; – вес 1 м ленты цепи с изложницей.
Окружное усилие на приводной спаренной звездочке диаметром начальной окружности , кН:
. (2.96)
Мощность электродвигателя, работающего в длительном режиме, кВт:
, (2.97)
где – наибольшая скорость движения ленты, м/с; – к. п. д. редуктора.
Рассмотренный метод не учитывает возможные дополнительные сопротивления движению ленты конвейера, связанные с перекосами цепей, трением в их звеньях, ухудшением смазки опор роликов, особенно в зоне заливки чугуна. Принимая во внимание эти особенности разливочной машины, коэффициент запаса мощности , принимают равным 1,3 – 2.
По вычисленной мощности электродвигателя по каталогу выбирают электродвигатель и угловую скорость ротора . Тогда передаточное число редуктора , где – угловая скорость приводной звездочки.
Кантовальное устройство (рис. 32) предназначено для кантования ковшей с жидким чугуном и слива его в изложницы двухленточной разливочной машины 14. Кантование ковша осуществляется крюком 1, подвешенным к нижней обойме блоков 2 полиспаста, состоящего из канатов 3 и верхней обоймы блоков 7, установленных на тележке 9. Канаты 10 через блоки 11 наматываются на барабан 12 кантовальной лебедки. При подъеме крюка прослабляется канат 4, который проходит через систему блоков 6 – 7, установленных на тележке, и стационарные блоки 5. За счет натяжения канатов 10 тележка 9 автоматически двигается постепенно по верхней раме 20. Это обеспечивает перемещение верхней обоймы блоков 8 полиспаста в направлении движения нижней обоймы 2 с крюком при кантовании ковша 18, что позволяет в процессе кантования сохранять минимальный угол наклона канатов полиспаста.
Рисунок 32 – Кантовальное устройство у разливочной машины.
Таблица 13. Техническая характеристика кантовального устройства для чугуновозных ковшей
|
Параметры |
Модификации |
|
|
I |
II |
|
|
Вместимость чугуновозного ковша, т |
100 |
100 и 140 |
|
Усилие на крюке, кН: при кантовании ковша с металлом при опускании порожнего ковша |
444 115 |
444 и 755 115 |
|
Скорость движения крюка, м/мин: при кантовании ковша с металлом при опускании порожнего ковша |
0,095-0,847 0,847-2,19 |
0,073-0,847 0,847-2,19 |
|
Ход подвески крюка по вертикали, мм |
5864 |
5864 и 6870 |
|
Электродвигатель постоянного тока: мощность, кВт частота вращения, об/мин |
46 625/1800 |
46 625/1800 |
|
Количество ступеней переключения скоростей: при автоматическом управлении при ручном управлении |
19 9 |
19 9 |
|
Подвеска крюка: грузоподъемность, т диаметр блоков, мм масса, т |
45 850 4,5 |
75,5 850 6,5 |
|
Масса всего устройства, т |
24,8 |
28,0 |
Ковш в нижней части имеет с двух сторон валики 19, за один из которых зацеплен крюк 1 и кантует его вокруг одной из опорных цапф 16, т. е. около оси . При повороте ковша на некоторый угол лапы 17 ковша опираются на ролики 15 стационарного стенда и дальнейшее кантование происходит вокруг оси . Такое кантование с постепенно возрастающей скоростью позволяет более равномерно производить слив чугуна на две разливочные машины через желоб 13 с двумя сливными носками.
Возврат тележки в исходное положение происходит под действием момента, создаваемого весом ковша.
Характеристика кантовальных устройств следующая: производительность – 164 т/ч; угол кантования ковша – 120°; ход тележки – 3500 мм; передаточное число механизма подъема (общее) – 1999,5; передаточное число канатного полиспаста передвижения тележки – 2; диаметр барабана лебедки – 930 мм. Другие данные приведены в табл. 13.
Траектория движения элементов устройства. Для выполнения кинематических и силовых расчетов необходимо знать положение элементов устройства при разных углах поворота ковша. С этой целью производят графические построения (рис. 33).
Рисунок 33 – Схема к построению траектории движения элементов кантовального устройства.
На прямолинейной траектории движения оси верхних блоков полиспаста (а – а) взято ее произвольное положение (точка ). Этому положению соответствует определенное положение оси зева крюка (точка ) на траектории движения этой оси (в – в). Ось (в – в) представляет собой окружность с центром на оси опорной цапфы ковша или на оси опорных валиков стенда разливочной машины, относительно которых происходит последовательное кантование ковша.
При кратности регулировочного полиспаста тележки и перемещений тележки на величину (из точки в точку ) расстояние между осями верхних и нижних блоков грузового полиспаста сократится на . При известном положении точек и новое расстояние между осями верхних блоков и зева крюка определится как . Положение точки находят с помощью циркуля засечкой из точки радиусом на траектории в – в. Положения оси нижних блоков (точки , на траектории б – б) также находят графически, поскольку расстояние между этой осью и осью зева известно и не изменяется.
Последовательно перемещая тележку на заданные расстояния и повторяя описанные построения, находят положения осей зева крюка и нижних блоков при кантовании ковша. При выполнении построений учитывают, что кантование начинается с поворотом ковша относительно оси одной пары его нижних опорных цапф, а затем продолжается вокруг оси опорных валиков стенда разливочной машины. Кроме того, в начальный период кантования обойма крюка упирается в корпус ковша и ось нижних блоков движется вместе с ковшом по окружности до того момента, когда оси верхних и нижних блоков, а также ось зева крюка будут на одной прямой А, Б и В.
Усилия в канатах. Момент от веса ковша и жидкого металла показан на (рис. 34)
, (2.98)
где – суммарный вес ковша и металла, приложенный в общем центре тяжести ; – плечо действия силы , относительно оси опоры .
Для определения усилия , действующего на ось нижних блоков грузового полиспаста (рис. 34, а) с учетом сил трения в опоре ковша , составляют уравнения:
моментов относительно опоры
; (2.99)
равновесия всех сил (проекции сил на вертикальную ось)
; (2.100)
Рисунок 34 – Схема к определению усилий в канатах кантовального устройства (а) и в подвеске крюка (б).
момента сил трения в опоре
. (2.101)
Здесь – реакция в опоре ; – угол отклонения оси грузового полиспаста от вертикали; – коэффициент трения в опоре ; – paдиус опорной цапфы; – плечо действия силы относительно оси опоры .
Определив из (2.100) и подставив его значение в (2.101), а затем в (2.99), после преобразований получим
. (2.102)
Для определения усилий в канатах лебедки записывают уравнение равновесия всех сил (проекция сил на горизонтальную ось)
, (2.103)
где – сумма усилий в канатах полиспаста передвижения тележки (сечение а – a); – сила сопротивления движению тележки; – коэффициент сопротивления движению тележки; – вес тележки.
Если обозначить через усилие в канатах полиспаста передвижения тележки в точке присоединения их к крюковой подвеске, то
, (2.104)
где – к. п. д. блока полиспаста.
Тогда
, (2.105)
где
После подстановки полученных значений уравнение равновесия (2.103) принимает вид
. (2.106)
В этом уравнении неизвестны и .
Дополнительное уравнение получим из условия равновесия подвески на крюках. Расчетная схема изображена на рис. 34, б:
. (2.107)
Здесь
(2.108)
,
где – к. п. д. блока подъемного полиспаста.
Тогда
. (2.109)
После совместного решения двух уравнений равновесия получают зависимость для определения усилия в канатах лебедки
. (2.110)
Усилия в канатах регулировочного полиспаста
. (2.111)
На рис. 35 показан характер изменения усилия в канатах лебедки в зависимости от длины каната , навиваемого па барабан. Точка , при которой соответствует началу поворота ковша относительно оси опорных валиков стенда у разливочной машины.
Рисунок 35 – График изменения усилий в канатах лебедки , в зависимости от длины каната, навиваемого на барабан лебедки, .
Для хранения, выравнивания состава и температуры жидкого чугуна, подвозимого ковшами из доменного цеха, служат стационарные миксеры.
Основные технические данные типовых отечественных миксеров вместимостью 600, 1300 и 2500 т и их механизмов приведены в табл. 14.
Таблица 14. Технические характеристики стационарных миксеров
|
Параметры |
Модель миксера (условный номер) |
||
|
1 |
2 |
3 |
|
|
Вместимость, |
600 |
1300 |
2500 |
|
Наружный диаметр кожуха, |
6300 |
7640 |
9400 |
|
Длина по торцевым днищам, |
8270 |
10700 |
14072 |
|
Угол поворота, град.: максимальный эксплуатационный |
47 25 |
45 30 |
48 30 |
|
Глубина ванны, |
3540 |
4490 |
5250 |
|
Масса без футеровки, |
189 |
330 |
951 |
|
Механизм поворота: мощность электродвигателя, кВт частота вращения, передаточные числа: редуктора зубчатой пары (специального редуктора) механизма |
233 630 334 - 334 |
250 520 88,5 6,12 377 |
290 500 70,5 5,25 370 |
|
Механизм открывания крышки: заливочного отверстия угол открывания крышки, град. мощность электродвигателя, кВт частота вращения, передаточные числа: редуктора зубчатой пары механизма |
- - - 36 4,375 157,5 |
75 5 875 36 4,375 157,5 |
- - - 172,4 - 172,4 |
|
Механизм открывания заслонки сливного носка: ход заслонки, мощность электродвигателя, кВт частота вращения, передаточное число редуктора |
800 - - - |
750 2,2 830 102 |
800 - - - |
Миксер 2 (рис. 36) опирается бандажами 7 на две роликовые обоймы 8, смонтированные на дугообразных направляющих 9, которые установлены на фундаменте. Поворот миксера осуществляется реечным механизмом 1, открывание крышки заливочного окна 3 и заслонки сливного носка 6 – лебедками с цепями 4 и 5.
При заданной вместимости миксера их число определяется, исходя из суточной потребности сталеплавильного цеха в жидком чугуне
, (3.1)
где – суточная потребность в жидком чугуне, – время пребывания чугуна в миксере (7 – 8 ч); – вместимость миксера, – коэффициент заполнения миксера ( = 0,7).
Возможно иное решение когда суммарную вместимость миксеров определяют по формуле
, (3.2)
где – расходный коэффициент чугуна, на слитков; – суточная производительность сталеплавильного цеха, .
Приняв стандартную вместимость одного миксера , находят число миксеров
. (3.3)
Реечный механизм поворота миксера вместимостью 1300 т (рис. 36, б) состоит из двух реверсивных электродвигателей постоянного тока 16 (один из которых резервный), трехступенчатого редуктора 15, соединенного с электродвигателями зубчатыми муфтами 17, а с зубчатой парой специального редуктора 10, 11, промежуточным валом 14 с муфтами. Приводная шестерня 12 связана с рейкой 1, которая шарнирно соединена с проушиной, закрепленной на кожухе. При вращении шестерни рейка перемещается вверх или вниз, поворачивая миксер; постоянное зацепление обеспечивается качающейся обоймой 13.
Механизм поворота миксера вместимостью 2500 т имеет две зубчатые рейки, а в остальном привод аналогичен приводу миксера вместимостью 1300 т.
К расчету действующих нагрузок, мощности привода и прочности деталей механизма поворота предъявляются повышенные требования, имея в виду надежность и безопасность работы такого агрегата с большим объемом жидкого металла, каким является миксер. Неправильное решение задач по расчету механизма поворота миксера может привести к аварии с тяжелыми последствиями.
Привод механизма поворота миксера развивает крутящий момент, равный сумме следующих составляющих моментов: от веса жидкого металла и порожнего миксера, от веса подвижных роликовых обойм, от сил трения в роликовых опорах и динамических моментов в период неустановившегося движения привода.
Рисунок 36 – Схема стационарного миксера (а) и кинематическая схема механизма поворота (б).
Из графоаналитических методов наибольшее практическое применение получили универсальные методы профессоров Д. А. Заводчикова и П. Н. Аксенова (см. § 1.4). Эти методы позволяют рассчитывать опрокидывающие моменты для сосудов любой формы, заполненных жидкостью. Однако расчеты сосудов, в которых объем жидкости при повороте приобретает несложную и симметрическую конфигурацию, можно упростить. В нашем случае, поделив внутреннюю полость миксера на две составные части – цилиндр, включающий сферические днища, и носок, можно найти объемы металла и центры тяжести этих частей аналитическим методом.
Приближенно заменим объем металла в сферических торцах цилиндрической полости равновеликим по объему цилиндром длиной с сохранением внутреннего диаметра бочки миксера, тогда приведенная длина цилиндрической части с учетом основной длины равна .
Рисунок 37 – Схемы к расчету опрокидывающих моментов от веса жидкого металла и порожнего миксера.
Рассмотрим изменение опрокидывающего момента от веса жидкого металла в цилиндрической части (рис. 37, а). Глубина ванны металла при угле поворота миксера составит
, (3.4)
где – радиус цилиндрической полости; – угол, определяющий начальное положение металла в носке миксера.
Площадь, ограниченная дугой окружности и линией зеркала металла,
. (3.5)
Тогда вес металла в цилиндрической части при заданном угле поворота
, (3.6)
где – плотность жидкого чугуна (= 6,9 ).
Опрокидывающий момент от веса металла в цилиндрической части миксера (рис. 37, б)
. (3.7)
Здесь плечо действия силы относительно оси вращения миксера
(3.8)
где – радиус смещения оси вращения от геометрической оси; – угол наклона между радиусом - вектором и горизонталью; – координаты смещенного центра вращения миксера.
Объем металла в сливном носке достаточно точно определяется аналитически, однако проще и достаточно точно изменение веса металла в сливном носке описывается эмпирическими зависимостями, например при наклоне на слив формулу можно записать в таком виде
(3.9)
где – вес металла в носке при номинальном заполнении миксера; – вместимость миксера.
Плечо приложения центра тяжести металла в носке миксера конструкции НКМЗ определяют по следующим формулам:
(3.10)
для носка миксера конструкции УЗТМ
. (3.11)
После наклона миксера на слив и возврата в исходное положение вес металла в носке определяется следующими зависимостями: для носка миксера конструкции НКМЗ
, (3.12)
где – глубина ванны, выраженная в долях приведенного радиуса
; (3.13)
для носка миксера конструкции УЗТМ
. (3.14)
Плечо веса металла в носке относительно оси вращения для рассматриваемого варианта находят по формуле
. (3.15)
Опрокидывающий момент от веса металла в носке
. (3.16)
Полный опрокидывающий момент от веса металла в миксере
. (3.17)
Общий вес порожнего миксера складывается из веса металлического корпуса и веса огнеупорной футеровки. Для нахождения опрокидывающих моментов от веса порожнего миксера необходимо знать вес отдельных частей миксера и координаты их центров тяжести. Тогда координаты общего центра тяжести миксера определяют известными из теоретической механики аналитическими или графическими методами.
Опрокидывающий момент, создаваемый весом порожнего миксера, определяют относительно оси вращения (рис. 37, в)
, (3.18)
где – вес порожнего миксера; – радиус-вектор центра тяжести миксера; – угол между радиусом-вектором и горизонтальной осью миксера; – угол поворота миксера.
Радиус-вектор находят через координаты центра тяжести порожнего миксера в начальном положении
, (3.19)
где – координаты центра тяжести порожнего миксера; – координаты действительной оси вращения миксера в наклонном положении.
Момент, создаваемый весом подвижных роликовых обойм. При повороте миксера на угол роликовые обоймы перемещаются на угол . Смещение центра тяжести роликовых обойм относительно оси вращения миксера создает момент величина которого в функции угла поворота миксера
, (3.20)
где – вес обойм с роликами; – угол между радиусом-вектором центра тяжести роликовой обоймы и горизонтальной осью (рис. 38): – расстояние от центра тяже сти роликовой обоймы до оси вращения миксера (значение можно найти аналитически или графически, определив положение центра тяжести обоймы).
Рисунок 38 – Схема к определению нагрузок в опорно-поворотной части миксера.
Рассматривая роликовую обойму как часть кругового сегмента с центральным углом , находят расстояние от оси вращения миксера до центра тяжести кольца
(3.21)
где – наружный и внутренний радиусы роликовой обоймы.
Момент от сил трения в роликовых опорах. Момент сил сопротивления от трения скольжения в цапфах роликов обойм
, (3.22)
где – вес роликовых обойм; – диаметр цапфы ролика; – диаметр ролика; – коэффициент трения скольжения в цапфах роликов.
Общая нагрузка , действующая на роликовые опоры миксера, включает вес миксера с металлом и шлаком. Нагрузки по роликам распределяются неравномерно: наибольшую нагрузку несет ролик, находящийся в самом нижнем положении, т. е. на линии действия силы . По мере удаления от вертикальной оси нагрузки на ролики уменьшаются.
Принимая гипотезу о косинусоидальном законе распределения давлений на ролики и их деформаций, составляют выражение для усилий действующих на ролики
. (3.23)
где – сила давления на самый нижний ролик; – угол между смежными роликами, град.; – номер ролика, считая от вертикальной оси.
Из условий равновесия сил, действующих на обойму, записывают равенство
, (3.24)
или, выразив через , получают
. (3.25)
Усилие, действующее на наиболее нагруженный ролик,
. (3.26)
Момент, необходимый для преодоления сил сопротивления при качении роликов в обойме,
(3.27)
где – диаметр беговой дорожки бандажа миксера; – диаметр ролика; – коэффициент трения качения роликов, – арифметическая сумма реакций на ролики от полной нагрузки.
Здесь
, (3.28)
тогда
(3.29)
Подставив в это уравнение значение , выраженное через по формуле (2.138), и выполнив некоторые преобразования, получим
, (3.30)
где
; (3.31)
– коэффициент, учитывающий трение в ребордах роликов; – число роликов в обойме.
Суммарный момент трения в роликовых опорах миксера
. (3.32)
В настоящее время кислородно-конвертерный способ производства стали получил широкое распространение и стал основным способом.
Конвертер представляет собой футерованный металлический сосуд, который поворачивается на цапфах относительно горизонтальной оси при совершении технологических операций загрузки скрапа, заливки чугуна, замерах температуры, отбора проб, слива стали и шлака. Установлен стандартный ряд вместимости конвертеров, т: 50 100, 130, 160, 200, 250, 300, 350, 400 и 500. Характерной конструктивной особенностью отечественных конвертеров является шарнирное крепление корпуса в опорном кольце и применение многодвигательного навесного привода, Конвертер состоит из следующих основных узлов: корпуса 1, опорного кольца с цапфами 2, фиксированной и плавающих опор 3, навесного привода, который включает быстроходные редукторы 5 и тихоходный редуктор с центральным зубчатым колесом 4, насаженным на цапфу кольца.
Привод конвертера одно- или двухсторонний; на каждой стороне конвертера установлено 4 – 6 электродвигателей. Технические характеристики некоторых конвертеров приведены в табл. 15.
Слив металла и шлака производится при частоте вращения конвертера 0,1 , другие операции совершаются при частоте его вращения 1 – 1,5 . Производительность конвертеров зависит от принятой схемы работы и их количества в цехе. При установке трех конвертеров, из которых два постоянно работают, а один находится в ремонте, продолжительность работы одного конвертера составляет:.
Годовое количество плавок одного конвертера
, (3.33)
где – продолжительность цикла плавки.
Продолжительность плавки определяется многими факторами; ориентировочно принимают для конвертеров вместимостью 400 т – 36 мин, 300 т – 34 мин, 200 т – 33 мин, 160 т – 32 мин.
Годовая производительность двух работающих конвертеров, т:
, (3.34)
Таблица 15. Технические характеристики конвертеров
|
Параметры |
Вместимость конвертера, |
|||
|
120 |
160 |
300-350 |
350-400 |
|
|
Внутренний объем конвертера, |
108 |
135 |
267,8 |
320 |
|
Удельный объем конвертера, |
0,83 |
0,84 |
0,89 |
0,9-0,8 |
|
Внутренние размеры по футировке, диаметр высота |
4820 7200 |
5450 7275 |
6600 9570 |
7000 11050 |
|
Габаритные размеры длина ширина |
16450 8200 |
14000 7680 |
20730 7680 |
22700 12400 |
|
Масса конвертера без футировки, |
506 |
926 |
1204,2 |
1225 |
|
Частота вращения, номиналбная минимальная |
1,0 0,1 |
1,09 0,026 |
1,03 0,04 |
1,03 0,04 |
|
Схема привода |
односторонний |
односторонний |
двухсторонний |
двухсторонний |
|
Электродвигатель: мощность, кВт частота вращения, |
2130 470 |
660 950 |
6260 950 |
6260 950 |
|
Передаточные числа: быстроходного редуктора тихоходного редуктора общее |
59,7 7,75 462,7 |
92,25 10 922,5 |
92,25 10 922,5 |
92,25 10 922,5 |
где – вместимость конвертера, – коэффициент, учитывающий потери жидкой стали в процессе разливки (при разливке на МНЛЗ можно принять = 0,95).
Механизм поворота конвертера. При повороте конвертера суммарный опрокидывающий момент
, (3.35)
где – момент, необходимый для поворота порожнего конвертеру; – момент от веса жидкого металла; – момент сил трения в подшипниковых опорах цапф конвертера.
Тогда, подставляя в уравнение (3.35) значения моментов, получают
(3.36)
где – соответственно вес порожнего конвертера и жидкого металла; – расстояние от центра тяжести порожнего конвертера до оси поворота; – плечо действия силы от жидкого металла; – диаметр цапфы конвертера; – коэффициент трения в подшипниках опор.
При определении момента трения в цапфах дополнительными нагрузками, действующими в зубчатом зацеплении тихоходного редуктора навесного привода, при предварительных расчетах пренебрегают.
Динамические моменты в период пуска и торможения определяются по известным зависимостям. Суммарные моменты на валах электродвигателей будут равны: при пуске ; при установившейся скорости поворота и при торможении . По полученным данным в функции угла поворота строят нагрузочную диаграмму и определяют эквивалентный момент .
Мощность электродвигателей, кВт:
,
где – угловая скорость электродвигателя, – к. п. д. редукторов.
Последовательность и схема расчета привода конвертера аналогичны расчету механизма наклона миксера.
Кислород в конвертер подается через вводимую сверху водоохлаждаемую фурму, которая перемещается специальной машиной. В современных цехах применяются машины с верхним расположением, размещенные над конвертером на площадках. Машина состоит из платформы, опорно-ходовой части, каретки с фурмой, направляющей шахты каретки и механизмов передвижения фурмы. Характеристика механизмов кислородных фурм приведена в таблице 16.
Таблица 16. Технические характеристики механизмов кислородных фурм конструкции ЖЗТМ
|
Параметры |
Конвертер вместимостью, |
|||
|
350-400 |
до 160 |
50 |
||
|
Масса фурмы, |
6350 |
1380 |
905 |
|
|
Длина фурмы, |
25,3 |
17,15 |
15,81 |
|
|
Рабочий ход, |
20,6 |
14,645 |
10,0 |
|
|
Механизм перемещения фурмы: скорость перемещения, тяговый элемент диаметр барабана (звездочек), применение контргруза мощность электродвигателя, кВт |
0,05-0,824 Канат 0,75 Не применяются 70 |
0,1-0,5 Канат 0,6 Не применяются 36 |
Цепь 0,44 Применяются |
0,2-1,0 Цепь 0,44 Применяются 16,0 |
|
Механизм передвижения плотформы: скорость передвижения, (поворота, ) тип механизма опорно-ходовая часть мощность электродвигателя, кВт |
0,13 Рееечный Катки 7 |
- - - - |
0,178 Винтовой Цилиндрическая направляющая 5,0 |
(0,468) С зубчатым сектором Шариковый опорный круг 5,0 |
|
Масса машины, |
146 |
29 |
24,68 |
Механизм передвижения платформы предназначен для установки рабочей фурмы по оси ввода в конвертер и заменяемой фурмы в резервное положение. Для этого применяются механизмы трех типов: реечный, винтовой и с зубчатым сектором. Оригинальным решением конструкторов ЖЗТМ (Ждановский завод тяжелого машиностроения) является отказ от передвижения платформы и обеспечение перемещения в рабочее и резервные положения фурмы по V-образным направляющим стационарной шахты. Применение того или иного механизма вызывает изменение опорно-ходовой части и металлоконструкции платформы.
Реечный механизм. Компоновку узлов рассмотрим для машины, обслуживающей конвертеры вместимостью 350 – 400 т (рис. 39).
Рисунок 39 – Расчетная схема машины для подачи кислорода в конвертер вместимостью 350 – 400 т.
Платформа 3 опирается на четыре ската 2, которые перекатываются по рельсам 1. Она передвигается с помощью рейки 12, находящейся в зацеплении с шестерней 13, получающей вращение через редуктор 14 от электродвигателя. На платформе располагаются механизм перемещения фурмы (барабан 4, канат 5, блоки 6), направляющая металлоконструкция 7, каретка 8 с фурмой 10. Каретка движется на катках 9 по направляющим платформы, затем по направляющим в стационарной шахте 11. В других конструкциях вся шахта передвигается вместе с платформой.
Винтовой механизм применяется на конвертерах вместимостью 80 и 130 т (рис. 40). Платформа 6 опирается на подшипники скольжения и передвигается по цилиндрической направляющей 5, закрепленной на металлоконструкции 4. Движение платформе передается от гайки 14, связанной с винтом 13, вдоль которого гайка перемещается. Винт вращается электродвигателем 16 через редуктор 15. К платформе жестко крепится шахта 12 с направляющими для каретки 10 с фурмой 11 и направляющими для противовеса 1. В нижней части шахты имеются катки 2 и 3, удерживающие шахту от колебания при передвижении системы платформы – шахта. На платформе располагаются механизмы перемещения фурмы: электродвигатели, редукторы 7, цепи 8, звездочки 9.
Рисунок 40 – Расчетная схема машины для подачи кислорода в конвертер 80/130 т.
Механизм с зубчатым сектором. В данной конструкции платформа с шахтой поворачивается относительно вертикальной оси (рис. 41), обеспечивая установку фурм в рабочее и резервное положения. Платформа 3 опирается на шариковый опорный круг 2, состоящий из 208 шаров диаметром 50,8 мм. Каретка 7 с фурмой 8 и противовесом 10 перемещается в направляющих шахты 9, которая в нижней части через рычаг 11 центрируется осью 1. На платформе располагаются механизмы перемещения фурмы: электродвигатель, редуктор 4, цепи 5, звездочки 6. Поворот платформы осуществляется электродвигателем (рис. 41, б) через червячный редуктор 1 и зубчатое колесо 3, которое находится в зацеплении с зубчатым сектором 2, прикрепленным к платформе.
Рисунок 41 – Расчетная схема машины для подачи кислорода в конвертер вместимостью 50 т (а) и схема механизма поворота платформы с зубчатым сектором (б).
Привод реечного механизма. Нагрузка на скаты опорно-ходовой части платформы (рис. 39) составляет
(3.37)
где – вес платформы; – вес фурмы, включающий вес металлической части и воды ; – вес каретки; – вес комплекта рукавов, включающий вес металлической части трех рукавов и воду в двух рукавах; – вес настыля .
В формуле (3.37) учтен вес двух фурм и половина веса двух комплектов металлорукавов, исходя из крепления комплектов в двух точках и верхнем положении каретки.
Сопротивление передвижению платформы
где – коэффициент сопротивления движению; – коэффициент трения в подшипниках колес; – коэффициент трения качения по рельсу; – диаметры соответственно колеса и подшипника; = 1,1...1,2 – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от горизонтальных нагрузок на скаты; = 1.2 – коэффициент, учитывающий сопротивление деформации металлорукавов.
Передвижение платформы осуществляется реечным механизмом.
Статический момент на реечной шестерне,
, (3.38)
где – диаметр реечной шестерни.
Статическая мощность электродвигателя механизма передвижения платформы, кВт;
, (3.39)
где – угловая скорость вала электродвигателя, – передаточное число редуктора; – к. п. д. передачи.
Электросталеплавильный способ производства стали в настоящее время получает широкое распространение. На металлургических и машиностроительных заводах в основном применяются электропечи серии ДСП (дуговые сталеплавильные печи) вместимостью 12, 25, 50, 100 и 200 т, характеристика которых приведена в табл. 17.
Таблица 17. Технические характеристики электропечей ДСП
|
Параметры |
Модель печи |
|||||
|
ДСП-12 |
ДСП-25 |
ДСП-50 |
ДСП-100 |
ДСП-200 |
ДПС-200 |
|
|
Номинальная вместимость, |
12 |
25 |
50 |
100 |
200 |
200 |
|
Внутренний диаметр кожуха, |
495 |
675 |
830 |
8300 |
||
|
Размеры ванны на уровне подачи, диаметр глубина |
2400 555 |
4000 775 |
5100 955 |
5160 1080 |
6960 1480 |
6960 1480 |
Продолжение таблицы 17.
|
Параметры |
Модель печи |
|||||
|
ДСП-12 |
ДСП-25 |
ДСП-50 |
ДСП-100 |
ДСП-200 |
ДПС-200 |
|
|
Минимальная продолжительность наклона печи на 40 |
80 |
146 |
120 |
80 |
90 |
120 |
|
Перемещение электрода: ход, скорость, |
2200 3-6 |
2600 3-6 |
3500 3-6 |
3600 2,6 |
5000 3,5 |
4500 5 |
|
Мощность трансформатора, |
5 |
9 |
15 |
25 |
60 |
125 |
|
Максимальная сила тока, |
10,4 |
16,35 |
23,55 |
34,50 |
43,50 |
- |
|
Масса металлоконструкции, |
78 |
149 |
235 |
440 |
1160 |
870 |
Электропечь состоит из цилиндрического стального корпуса, футерованного огнеупорами, съемного футерованного свода, электродов с электрододержателями. Работу печи обеспечивают механизмы наклона и поворота печи, подъема и поворота свода, зажима и перемещения электродов.
Механизм наклона печи служит для наклона печи в сторону сливного желоба на угол 40 – 45° для слива стали в ковш и на угол 10 – 15° в сторону окна для скачивания шлака (рис. 42). Люлька 7 с корпусом печи 8 опирается на два сегмента 6, которые перекатываются по фундаментальным балкам 9. На опорной поверхности сегментов находятся шипы 5, входящие в отверстия балок, чем обеспечивается перекатывание без скольжения. Механизм наклона в большинстве случаев реечный. Две рейки 4 шарнирно крепятся к люльке и входят в зацепление с приводными шестернями 2. Обойма 1 с роликами 3 обеспечивает зацепление реечной пары, воспринимая радиальные силы. Привод каждой рейки индивидуальный, шестерня получает, вращение от электродвигателя через цилиндрический редуктор 10.
Расчет опрокидывающих моментов электросталеплавильной печи выполняется по известным методам. Для определения общих координат центра тяжести порожней печи находят координаты центров тяжести отдельных ее узлов и элементов: цилиндрической и нижней частей корпуса с футеровкой, сливного носка, арматуры рабочего окна с механизмами, песочного затвора, портала, механизма перемещения электродов и свода, механизма подъема свода, люльки и других элементов.
При известных координатах центра тяжести порожней печи с относительно оси вращения (рис. 42, а) определяют радиус-вектор
(3.40)
Рисунок 42 – Расчетные схемы механизма наклона электропечи: а – опрокидывающих моментов от массы конструкции; б – от массы жидкого металла; в – схема привода механизма.
Угол наклона радиуса-вектора к вертикальной оси печи для начального ее положения
. (3.41)
Плечо приложения силы тяжести печи
. (3.42)
Опрокидывающий момент от силы тяжести печи
. (3.43)
(Знак “плюс” принимается в случае наклона печи в сторону слива, знак “минус” – в случае поворота печи в обратную сторону).
Для определения опрокидывающего момента от силы тяжести жидкого металла и усилия, действующего на приводные рейки, воспользуемся аналитическими зависимостями. Объем, занимаемый жидким металлом в ванне печи, представляет собой шаровой сегмент (рис. 42, б), для которого
, (3.44)
где – радиус шарового сегмента; – стрелка сегмента (высота уровня металла).
Соответствующая сила тяжести металла
, (3.45)
где – плотность металла.
Высота уровня металла в зависимости от угла наклона печи
, (3.46)
где – половина центрального угла шарового сегмента для начального уровня металла (рис. 42, б).
Заменив в (3.45) значением из (3.46), получают формулу для определения силы тяжести металла в зависимости от угла наклона печи
. (3.47)
Центр тяжести шарового сегмента располагается на его оси симметрии, и координату центра тяжести по оси не находят. Опрокидывающий момент от силы тяжести жидкого металла в печи
, (3.48)
где – расстояние между осью вращения печи (центром опорных сегментов люльки) и образующей шарового сегмента (радиусом шара) .
Момент от сил трения качения печи по опорам с учетом упругого сжатия опорных сегментов печи
, (3.49)
где – плечо деформации, м;
, (3.50)
где – радиус опорных сегментов, – модуль упругости материала, Па; – суммарная длина образующих двух опорных сегментов, м.
Полный опрокидывающий момент:
Сила, действующая на рейки (в случае электромеханического привода) или на штоки цилиндров (в случае гидравлического привода) от опрокидывающего момента при повороте печи
. (3.51)
где – плечо приложения силы .
Плечо определяется величиной расстояния от мгновенного центра вращения (точки ) до оси рейки или штока (прямая MN) (рис. 42). Точка имеет координаты , а точки М и N соответственно . Координаты точки С: где – радиус опорного сегмента; – угол наклона линии к оси печи; – угол поворота печи.
Координаты точки М () касания рейки и шестерни вследствие малой величины ее смещения при наклоне печи принимают постоянными, определяемыми конструктивными размерами механизма наклона печи. Координаты точки N для любого положения печи находят по уравнениям циклоиды
,
(3.52)
где – расстояние от центра люльки до шарнира рейки .
Не приводя выкладок, записывают выражение для нахождения плеча
. (3.53)
где
Полное усилие на рейки с учетом составляющей от силы тяжести самих реек
, (3.54)
где – сила тяжести реек; – угол наклона рейки к вертикали.
Статический приведенный момент на валу электродвигателя
, (3.55)
где – начальный диаметр реечной шестерни; – передаточное число и к. п. д. механизма.
Свод печи поднимается перед поворотом полупортала со сводом или перед поворотом корпуса печи. Первая операция связана с загрузкой печи сверху, вторая – с периодом расплавления. Механизм подъема свода (рис. 43) состоит из двух приводов, связанных трансмиссионным валом 7. Свод 6 подвешен в четырех точках на цепях 4, огибающих гладкие ролики 5. Тяги 3 соединены с одной стороны с цепями, а с другой – с винтом 1, гайка которого вращается от червячной пары (редуктора) 2. Привод подъема свода работает в кратковременном режиме, поэтому выбор электродвигателя производят по статическому моменту на одном винте,
, (3.56)
Рисунок 43 – Схема механизма подъема свода электропечи.
где – вес свода (рис. 43); – средний радиус резьбы винта; – углы соответственно подъема винтовой линии и трения.
Мощность одного электродвигателя, кВт:
. (3.57)
где – угловая скорость вращения виига, – к. п. д. передачи.
Поворот свода производится вместе с полупорталом для открытия рабочего пространства печи перед загрузкой шихты. Полупортал 3 (рис. 44) с плитой фиксируется в подшипниках 1 и скреплен с зубчатым сектором 2. Последний находится в зацеплении с ведущей конической шестерней 4, которая приводится во вращение от электродвигателя через редуктор 5.
Опорные подшипники воспринимают нагрузки от веса полупортала, свода с футеровкой, электродов и механизмов, находящихся на полупортале. Поэтому вначале определяют положение центров тяжести отдельных элементов, затем общие координаты центра тяжести системы весом . Вертикальная реакция в подпятнике
. (3.58)
Горизонтальная реакция в радиальных подшипниках
, (3.59)
где – расстояние от центра тяжести системы до оси поворота; – расстояние между осями подшипниковых опор.
Статический момент от сил трения в опорах подшипников
, (3.60)
где – соответственно диаметры цапф опор ; – коэффициенты трения в радиальном и упорном подшипниках.
Статический момент на валу электродвигателя
, (3.61)
где – общее передаточное число механизма; – к. п. д. передачи.
Во время пуска и торможения действует динамический момент, который следует учитывать при определении мощности привода.
Рисунок 44 – Расчетная схема механизма поворота свода.
Корпус печи поворачивается относительно вертикальной оси с целью проплавления в шахте колодцев и ускорения расплавления шихтовых материалов. Корпус печи (рис. 45) кольцом 1 покоится на опорных 3 и упорных 2 роликах. Механизм поворота состоит из двух независимых приводов с электродвигателями и цилиндрическим редуктором 5; конические шестерни 6 насажены на выходные валы редукторов и находятся в зацеплении с зубчатым сектором 4, закрепленным на днище корпуса печи.
Рисунок 45 – Схема механизма поворота корпуса печи.
Статический момент сопротивления вращению корпуса печи на опорных роликах
, (3.62)
где – вес конструкции печи и шихты; – диаметр качения опорного кольца; – коэффициент сопротивления движению опорных роликов.
Здесь , где входящие в формулу величины относятся к опорным роликам, – соответственно для конических и цилиндрических роликов.
Для нахождения мощности электродвигателя определяют также динамический момент от сил инерции вращающихся масс в период пуска привода.
Плавное перемещение электрода необходимо для обеспечения стабильности дуги путем поддерживания оптимального зазора между электродом и шихтой. При выполнении некоторых технологических операций требуется быстрое перемещение электродов. Для перемещения электродов применяется несколько типов механизмов: реечный, канатный и гидравлический. На рис. 46 представлен канатный механизм. Каретка 5 с электродом катками перемещается по квадратной колонне 7; к каретке крепятся канат противовеса 6 и канат 3 через блоки 4, идущий на барабан 2 механизма перемещения. Барабан вращается от фланцевого электродвигателя через двухступенчатый червячный редуктор 1.
При подъеме для нахождения силы , действующей на ось подвижного блока, составляют три уравнения равновесия системы сил, приложенных к каретке
,
, (3.63)
где – вес каретки с электродом и токопроводящими шинами; – натяжение цепи противовеса; – сила давления на опорные ролики; – силы сопротивления передвижению в роликовых опорах ; – плечи соответствующих сил; – коэффициент сопротивления движению; – вес противовеса; – к. п. д. направляющих противовеса.
Рисунок 46 – Расчетная схема механизма перемещения электрода.
Подставляя значения и решая систему трех уравнений, получают
. (3.64)
Статический момент на валу электродвигателя,
, (3.65)
или учитывая кратность полиспаста
, (3.66)
где – диаметр барабана механизма; – передаточное число редуктора; – к. п. д. механизма.
Статическая мощность электродвигателя, кВт:
, (3.67)
где – угловая скорость электродвигателя,
Окончательно электродвигатель выбирается с учетом динамических нагрузок при пуске привода.
Для приема стали из сталеплавильного агрегата, транспортировки, обработки жидкой стали (рафинирования, раскисления, легирования и др.) и разливки ее в изложницы применяются ковши. Они представляют собой стальные сварные сосуды, футерованные изнутри огнеупорами. Основными элементами ковша являются корпус, цапфовый пояс с цапфами, стопорное или шиберное устройство.
Вместимость ковша выбирается с таким учетом, чтобы слой шлака в нем был на 150 – 250 мм выше уровня стали. Машиностроительные заводы выпускают ковши вместимостью 50 – 480 т, технические характеристики которых приведены в таблице 18.
Количество сталеразливочных ковшей
(3.68)
где – количество ковшей, находящихся в работе; – количество ковшей, находящихся в ремонте; – резервный запас ковшей, составляющий до 10 % числа рабочих парка; – количество ковшей, разливаемых за сутки; – цикл оборота ковшей, – стойкость футеровки, наливов; – продолжительность ремонта ковша, – суточная производительность сталеплавильного цеха, – вместимость ковша,
На прочность рассчитывают такие элементы ковша: стенку корпуса и цапфовый несущий пояс (рис. 47). Последний состоит из цапфы 1, запрессованной в плиту 4, ребер коробки 5, двух кольцевых ребер жесткости (верхнего 2 и нижнего). Все элементы приварены к средней обечайке 3 корпуса ковша.
Цапфа в месте сопряжения с плитой испытывает деформацию от посадки с натягом, давления от которой равны
. (3.69)
Рисунок 47 – Схема к расчету цапфового несущего пояса ковша: а – при давлении на цапфу; б – при напряжении изгиба цапфы.
Таблица 18. Технические характеристики сталеразливочных ковшей
|
Параметры |
Вместимость ковша, |
||||||
|
160 |
230 |
250 |
280 |
300 |
330 |
350 |
|
|
Масса металлоконструкции, футировки шлака груженного ковша |
20,7 22,3 4,5 207,5 |
27,7 26,3 6,2 290,2 |
29,3 27,7 6,1 314,1 |
35,8 37,2 8,2 361,2 |
37,2 35,3 8,5 381 |
42,7 42,9 9,2 424,8 |
46,8 39,3 10 446,1 |
|
Коэффициент тары, % |
13 |
12 |
11,7 |
12,7 |
12,4 |
12,9 |
13,3 |
|
Расстояние по осям крюков, |
4300 |
4500 |
4505 |
5000 |
5000 |
5300 |
5500 |
|
Диаметр цапфы, |
390 |
430 |
430 |
470 |
470 |
480 |
480 |
|
Ширина цапфы, |
240 |
250 |
250 |
280 |
280 |
280 |
280 |
|
Габаритный размер, высота ширина |
4235 4680 |
5773 4900 |
5500 4895 |
5300 5420 |
6091 5480 |
6120 5750 |
5670 5920 |
Здесь – модуль продольной упругости; – натяг при посадке; – диаметр цапфы; – коэффициенты:
;
, (3.70)
где – диаметр отверстия в цапфе; – приведенный диаметр плиты; – коэффициент Пуассона.
При опирании цапфы на крюк возникает реакция, равная половине веса груженого ковша, тогда в месте запрессовки действует равномерно распределенное давление от силы (рис. 47, а)
,
где – расстояние от края до середины плиты.
Давления в стыке цапфа – плита создаются моментом от силы . Величину давления при нераскрытом стыке и треугольном законе распределения определяют из условия равновесия цапфы
, (3.71)
откуда
, (3.72)
где – расстояние от точки приложения силы до края плиты.
Максимальные суммарные напряжения смятия в точке
, (3.73)
где — допускаемые напряжения смятия .
Согласно исследованиям ЮУМЗ (Южно-Уральского машиностроительного завода), под нагрузкой наблюдается частичное раскрытие стыков в точках (рис. 47, а) цапфовых соединений сталеразливочных ковшей большой вместимости, что изменяет распределение характера давлений. Если , то раскрытие стыка происходит в точке , при раскрывается также стык в точке и давление в точке увеличивается до . Значение определяется из уравнения равновесия цапфы, которое после преобразования принимает вид
; (3.74)
здесь
Уравнение (3.74) можно упростить при решении задачи для крупнотоннажных ковшей, у которых , тогда
. (3.75)
Максимальные суммарные напряжения смятия в точке при раскрытии стыков
. (3.76)
Напряжения изгиба в сечении цапфы (рис. 47, б) находятся из рассмотрения выступающей части в виде консольной балки, нагруженной сосредоточенной силой
(3.77)
где – момент сопротивления сечения цапфы; – коэффициент концентрации напряжений; – допускаемые напряжения изгиба.
Рассмотренную методику расчета на прочность можно применить и к другим цапфовым соединениям металлургических конструкций.
Шиберные затворы. При разливке стали управление струей, поступающей в изложницу, производится с помощью стопорных или шиберных затворов. Прогрессивным решением явилось применение шиберных затворов, в которых отверстие в ковше перекрывается горизонтальным движением отсекающей огнеупорной плиты. На рис. 48 показано принципиальное устройство шиберного затвора, состоящего из обоймы 4, в которую вставляются сливной стакан 6 и неподвижные огнеупорные плиты 3 и 5. В чаше 9 монтируется подвижная огнеупорная плита 2 со стаканом-коллектором 1. Подвижная плита прижимается к неподвижной плите пружинами или болтами с регулируемым усилием затяжки (устройство на рисунке не показано). Чаша перемещается системой рычагов с помощью гидроцилиндра 7 или электромеханического привода закрепленных на кожухе ковша 6.
Рисунок 48 – Схема шиберного затвора сталеразливочного ковша.
Работа затвора зависит от надежности контакта огнеупорных плит, исключающего проход металла в зазоры. Таким образом, сила прижатия подвижной плиты должна быть больше (с некоторым запасом) силы ферростатического давления металла в ковше, обеспечив нераскрытие зазора между плитами
, (3.78)
где – максимальное ферростатическое давление столба стали в ковше; – площадь рабочей поверхности плиты; – коэффициент запаса.
Сила, необходимая для горизонтального перемещения чаши с плитой, зависит от сил трения между плитами, с одной стороны, и чаши и направляющих с другой
(3.79)
где – коэффициенты трения соответственно между плитами и чашей с направляющими.
Самоходные чугуновозы, шлаковозы и сталевозы служат для приема соответствующих расплавов в ковши и их транспортировки к сталеплавильным агрегатам (конвертеру, электропечи) или от агрегатов. Ковшевозы являются самоходными передаточными тележками, состоящими из следующих основных узлов: рамы, ходовых тележек, механизмов передвижения, токоприемника и скребкового механизма. Технические характеристики ковшевозов приведены в таблице 19.
Ковшевоз обычно имеет два механизма передвижения; на рис. 49 представлен механизм сталевоза для ковша вместимостью 350 т. Ходовые колеса 1 приводятся во вращение от двух электродвигателей через вертикальные редукторы 3, соединенные муфтой 4, и зубчатые муфты 2 типа МЗП.
Таблица 19. Технические характеристики самоходных ковшевозов
|
Параметры |
Вместимость ковша, |
|||||||
|
сталевозов, |
чугуновозов, |
шлаковозов, |
||||||
|
130 |
280 |
350 |
140 |
350 |
16 |
162 |
30 |
|
|
Грузоподъемность, |
200 |
400 |
450 |
185 |
450 |
100 |
320 |
170 |
|
Скорость передвижения, |
3-4 |
2,9-4 |
3,8* |
2,16 |
* |
2,5 |
* |
* |
|
Сила давления колеи на рельс, |
700 |
600 |
665 |
620 |
700 |
324 |
500 |
575 |
|
Ширина колеи, |
3,6 |
4,35 |
4,8 |
2,7 |
4,8 |
3,0 |
4,8 |
4,8 |
|
Диаметр колеса, |
1,0 |
1,0 |
1,0 |
1,0 |
1,0 |
0,84 |
1,0 |
1,0 |
|
Масса без ковша, |
38,7 |
67 |
73,4 |
32,26 |
79,45 |
26,0 |
82,6 |
59,8 |
|
Механизм передвижения: мощность электродвигателя,кВт частота вращения, передаточное число редуктора |
23 970 52,32 |
42 850 - |
38* 1020 - |
23 600 52,32 |
* 1020 - |
22 705 44,65 |
* 1020 52,32 |
* 1020 52,32 |
Продолжение таблицы 19
|
Параметры |
Вместимость ковша, |
|||||||
|
сталевозов, |
чугуновозов, |
шлаковозов, |
||||||
|
130 |
280 |
350 |
140 |
350 |
16 |
162 |
30 |
|
|
Механизм скреба: мощность электродвигателя,кВт частота вращения, передаточное число редуктора |
2,2 930 222,5 |
- |
- |
1,5* 1290* 12,5* |
0,75 9000 8 |
* * * |
* * * |
* Обозначены одинаковые параметры.
Количество сталевозов и шлаковозов в цехе обычно равно количеству конвертеров или электросталеплавильных печей. Чугуновоз может обслуживать два конвертера. Загруженность чугуновоза определяется продолжительностью отдельных операций, мин: – слив чугуна из миксера в ковш; – перемещение тележки к конвертеру; – подъем краном и слив чугуна в конвертер; – подача тележки к миксеру.
Тогда загруженность чугуновозной тележки,
, (3.80)
где – продолжительность плавки, мин; – количество работающих конвертеров.
Аналогично рассчитывают загруженность сталевозов и шлаковозов.
При определении мощности привода механизма передвижения следует учитывать операции, совершаемые ковшевозом: сталевоз транспортирует жидкую сталь, перемещает ковш под конвертером в период слива стали, подает несамоходные шлаковозы и емкости для уборки битых огнеупоров, производит чистку рельсовых путей и плит от застывших выбросов металла и шлака, во время ремонта конвертера подвозится домкратная тележка.
Рисунок 49 – Схема привода сталевоза вместимостью 350 т.
Статическая мощность одного электродвигателя (кВт) механизма передвижения сталевоза в период транспортировки жидкой стали
, (3.81)
где – вес ковша с металлом и тележки, кН; – коэффициент сопротивления движению сталевоза; – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления вследствие попадания выбросов расплавов на рельсы; – количество приводных электродвигателей; – к. п. д. передачи.
Выбранный электродвигатель проверяют на перегрузку в период пуска и по эквивалентному моменту на нагрев.
Мостовые электрические краны, транспортирующие в ковшах жидкий металл, относятся к литейным кранам и устанавливаются в миксерном отделении, печном и разливочном пролетах сталеплавильных цехов. Миксерные краны служат для заливки жидкого чугуна в миксер, заливочные — для заливки чугуна в сталеплавильный агрегат. Грузоподъемность этих кранов зависит от вместимости ковшей; при применении типовых ковшей (100 и 140 т) грузоподъемность кранов 125/35 и 180/50 т.
Разливочные краны обеспечивают транспортировку и операции разливки стали. Грузоподъемность главного подъема определяется емкостью сталеплавильного агрегата и массой ковша с металлом и шлаком
, (3.82)
где – масса металла в ковше; – масса шлака ; – масса порожнего ковша.
Разливочные краны применяются грузоподъемностью 260—75/15, 350 – 75/15, 450 – 100/20 и 630 – 90/16; технические характеристики главных тележек приведены в таблице 20.
В миксерном отделении обычно устанавливается один кран для каждого миксера, поэтому целесообразно определить загруженность крана в сутки и число заливаемых ковшей чугуна в миксер за сутки
, (3.83)
где – суточная потребность цеха в чугуне, – вместимость ковша, – коэффициент заполнения ковша.
Загруженность крана,
, (3.84)
где – продолжительность слива одного ковша, – продолжительность вспомогательных и ремонтных работ .
Таблица 20. Технические характеристики литейных кранов (главные тележки)
|
Параметры |
Грузоподъемность крана, |
||
|
350-75/15 |
450-100/20 |
630-90/18 |
|
|
Механизм подъема: скорость подъема, высота подъема, мощность электродвигателя, кВт частота вращения, передаточные числа: редуктора зубчатой пары диаметр барабана, кратность полиспаста |
2 16 78 490 26,04 4,55 1,89 12 |
2,1 18 106 425 29,6 3,9 2,0 12 |
1,7 18 150 425 32,05 3,9 2,0 12 |
|
Механизм передвижения: скорость передвижения, мощность электродвигателя, кВт частота вращения, передаточное число редуктора диаметр ходовых колес, |
27,6 25 550 47,9 0,7 |
20 33 630 78,8 0,8 |
20 33 630 117 1,0 |
Необходимое количество заливочных и разливочных кранов определяется также, исходя из суточной производительности цеха
, (3.85)
где – коэффициент неравномерности работы (для мартеновских цехов – , для конвертерных – ); – суточная производительность цеха, тонн слитков; – задолженность (занятость) крана на 1 т слитков, мин (для заливочных кранов ); 1440 – число минут в сутках.
Задолженность разливочного крана находится в зависимости от общей продолжительности основных и вспомогательных работ, продолжительность которых связана с типом сталеплавильного цеха и характером технологических операций. Задолженность крапов определяется на основе хронометражных исследований.
При разливке стали в изложницы продолжительность отдельных операций составляет: – установка ковша на тележку и ожидание выпуска плавки; – выпуск плавки; – передача ковша к разливочной площадке; – разливка стали ( – вместимость ковша, масса плавки, т, – средняя скорость разливки); – слив шлака и установка ковша на стенд; – захват подготовленного ковша крюками.
Задолженность разливочного крана,
, (3.86)
где – продолжительность цикла работы с одним ковшом; – вместимость ковша (масса плавки).
По конструкции литейные краны отличаются от мостовых кранов общего назначения более сложной конструкцией моста, механизма главного подъема, применением двух независимо работающих тележек – главной и вспомогательной.
Схема механизма главной тележки показана на рис. 50. Механизм подъема (рис. 50, а) сдвоенный, состоящий из двух электродвигателей, редукторов 3, со встроенным храповым механизмом 4, открытой зубчатой пары 2, двух барабанов 1, зубчатые венцы которых находятся в зацеплении и обеспечивают замкнутую кинематическую связь приводов. На барабаны навивается по две ветви каната сдвоенного полиспаста 8, подвижные блоки 10 закреплены на траверсе 9 с пластинчатыми крюками 11.
Механизм передвижения (рис. 50, б) с центральным расположением электродвигателя обеспечивает вращение ходовых колес 5 через промежуточный вал 7 и вертикальные редукторы 6.
Мощность электродвигателя механизма передвижения тележки с учетом сил инерции при пуске и раскачивании груза на гибкой подвеске
, (3.87)
где – вес ковша с металлом, кН; – вес крюковой подвески, кН; – вес тележки, кН; – номинальная скорость передвижения, – среднее ускорение при разгоне, – среднепусксвая кратность перегрузки электродвигателя; – к. п. д. механизма; – коэффициент сопротивления движению; – коэффициент, учитывающий инерционность поступательно движущихся масс
.
Рисунок 50 – Схемы механизмов главной тележки литейного крана: а – главного подъема; б – передвижения.
При расчете механизма подъема необходимо учитывать нормальную и аварийную работу. В процессе нормальной работы электродвигатель нагружается силой, равной примерно половине веса
При аварийной работе один привод должен обеспечить подъем всего груза, поэтому, учитывая перегрузку электродвигателя при этом, выбирают его мощность, равную 0,65 – 0,85 полной мощности.
Мощность одного электродвигателя, кВт:
, (3.88)
где – номинальная скорость подъема, – к. п. д. механизма (для типовой схемы ); – коэффициент запаса мощности, учитывающий возможность аварийной работы
Рассмотрим действие сил в кинематической цепи привода при выходе одного электродвигателя из строя, например, левого (рис. 50, а). На зубчатый венец 1 правого барабана будут действовать момент от сил натяжения канатов , а со стороны барабана , где – к. п. д. барабана и зубчатой передачи; – диаметр барабана.
К зубчатому венцу барабана приложена сила
, (3.89)
где – начальный диаметр зубчатого венца колеса 1.
Со стороны барабана окружная сила на венце равна
. (3.90)
Поскольку обе силы направлены вверх, то на ось зубчатого венца барабана действует сила
, (3.91)
где – вес барабана; – сила натяжения ветви каната.
Силу следует учитывать при расчете узла опор барабана со стороны зубчатого венца.
Напряжения в крюковых подвесках. Крюковые подвески выходят из строя из-за возникновения трещин, расслоения пластинчатых крюков, разрушения сварки и т. д. при небольших расчетных механических напряжениях в этих элементах (20 – 30 МПа). Основной причиной выхода из строя деталей подвесок является неравномерность нагрева и появления высоких термических напряжений. Циклический нагрев с быстрым увеличением температуры и охлаждением деталей вызывает большие переменные термические напряжения, что приводит к усталостным разрушениям деталей. Внутренняя поверхность пластинчатого крюка, обращенная к ковшу, нагревается до температуры , а внешняя сторона – . Следовательно, удлинение полос пластинчатого крюка будет разное, а из-за того, что они между собой склепаны и не имеют возможности свободного удлинения, в полосах появляются большие напряжения
, (3.92)
где – коэффициент линейного расширения стали – коэффициент Пуассона; – перепад температур между пластинами крюка.
Напряжение в крайних пластинах крюка
, (3.93)
где – число пластин.
При числе пластин, равном 7, и перепаде температур между крайними пластинами 90 °С термические напряжения достигают значений 148 МПа, а с учетом напряжений от веса ковша с металлом напряжения доходят до 160 МПа, что подтверждается экспериментальными данными. Это относится также и к металлоконструкции кранов, работающих в зоне высоких температур, где нагрев нижних листов балок доходит до и выше.
Для передвижения составов тележек с изложницами при разливке стали и чистке изложниц служат электромеханические толкатели, технические характеристики которых приведены в таблице 21. В зависимости от типа привода толкатели делятся на реечные, винтовые и канатные толкатели.
Толкатель состоит из литой рамы, каретки с механизмом выдвижения захвата и механизма передвижения. На рис. 51, а показан толкатель реечного типа, у которого рейка 6 шарнирно прикреплена к каретке 2, перемещающейся в направляющих станины 3. Рейка перемещается от приводной шестерни 1, соединенной с выходным валом коническо-цилиндрического редуктора 7. Ролик 2 обеспечивает нормальное зацепление пары рейка – шестерня.
В качестве тягового органа винтового толкателя (рис. 51, 6) применяется двухзаходный винт 8 с трапецеидальной резьбой, гайка 9 закреплена на каретке. Привод включает двухступенчатый цилиндрический редуктор 10 и электродвигатель.
Рисунок 51 – Схемы толкателей составов с изложницами.
Канатный толкатель (рис. 51, в) оборудован лебедкой, состоящей из барабана 13, натяжного блока, цилиндрического редуктора 12 и зубчатой пары 11. Каретка 4 толкателя (рис. 51, г) перемещается по направляющим станины 3 на роликах 15, перекос воспринимается ограничительными роликами 17. Захват 5 выдвигается при подаче сжатого воздуха в цилиндр 16, входит в зацепление с выступом на раме тележки для изложниц. При выключении электродвигателя каретка перемещается, толкая состав с изложницами.
Сопротивление передвижению состава с изложницами
, (3.94)
где – вес груза и тележки, кН; – число тележек в составе; – коэффициент сопротивления движению состава; – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления вследствие плохого состояния пути.
Таблица 21. Технические характеристики толкателей составов с изложницами
|
Параметры |
Тип толкателя |
||
|
винтовой |
реечный |
канатный |
|
|
Сила толкания, кН |
100 |
100 |
100 |
|
Максимальный ход каретки, |
5,0 |
6,5 |
16 |
|
Скорость перемещения каретки, |
6,0 |
12,66 |
12,6 |
|
Мощность электродвигателя, кВт |
33 |
27 |
27 |
|
Частота вращения вала, |
1000 |
945 |
700 |
|
Передаточное число редуктора |
6,86 |
60,75 |
47,5 |
|
Масса, |
14 |
14 |
17,2 |
Сопротивление передвижению каретки
, (3.95)
где – плечи приложения сил; – коэффициент сопротивления движению каретки; – сила реакции в ограничительных роликах.
Сила толкания, кН:
. (3.96)
Статическая мощность привода толкателя, кВт:
, (3.97)
где – скорость перемещения каретки; – к. п. д. механизма для реечного и канатного толкателя ( винтового ). Предварительно выбранный электродвигатель проверяют на перегрузку с учетом динамического момента в период пуска.
Для раздевания слитков, отлитых в изложницы, служат стрипперные краны. Кроме основной операции краны используются также для снятия надставок, установки изложниц на поддон и для выполнения ремонтных работ. Кран состоит из моста с двумя механизмами передвижения, тележки с двумя механизмами передвижения, механизмов подъема патрона, управления большими клещами и стрипперования. Технические характеристики кранов приведены в таблице 22.
Таблица 22. Технические характеристики стрипперных кранов
|
Параметры |
Тип крана |
||
|
175-25/15 |
250-50/25 |
400-75/25 |
|
|
Механизм передвижения крана (тележки): скорость передвижения, мощность электродвигателя, кВт |
77(50) 752(33) |
80(50) 802(33) |
80(50) 1062(75) |
|
Механизм главного подъема: грузоподъемность, высота подъема клещей, скорость, мощность электродвигателя, кВт |
25 5,3 16,0 106 |
50 5,5 20 140 |
75 5,8 20 140 |
Продолжение таблицы 22
|
Параметры |
Тип крана |
||
|
175-25/15 |
250-50/25 |
400-75/25 |
|
|
Механизм стрипперования: скорость выталкивания, сила выталкивания, кН мощность электродвигателя, кВт |
2,4 1750 106 |
3,0 2500 106 |
3,0 4000 140 |
|
Механизм управления клещами: время выталкивания, мощность электродвигателя, кВт |
2 33 |
2 33 |
4 33 |
|
Масса крана, |
283,4 |
326,0 |
464,06 |
Расчет загруженности стрипперных кранов ведут с учетом поступления в отделение различных типов слитков
, (3.98)
где – количество типов слитков уширением книзу и кверху; – продолжительность раздевания слитка уширением книзу; – продолжительность раздевания слитка уширением кверху; – длительность суточного осмотра и ремонта крана; – коэффициент неравномерности работы крана; – коэффициент вспомогательных операций; – количество стрипперных кранов.
Механизмы передвижения моста и тележки подобны соответствующим механизмам литейных кранов. К раме тележки крепится шахта, по направляющим которой перемещается литой патрон с механизмом выталкивания и клещами.
Механизм подъема. Механизм главного подъема предназначен для перемещения патрона 3 внутри шахты 16 по направляющим (рис. 52) и состоит из электродвигателя, муфты предельного момента, двухступенчатого редуктора 8, храпового устройства 10, зубчатой пары 11 и барабана 7. На барабане имеются три правые и три левые нарезки для канатов противовеса 4, управления клещами 5 и подъема патрона 6. Противовес 1 движется по направляющим снаружи шахты; масса противовеса приблизительно равна половине массы патрона. Механизм подъема предназначен в основном для раздевания слитков уширением книзу.
Рисунок 52 – Схемы механизмов тележки стрипперного крана: a — подъема и управления клещами; б – стрипперования.
Крутящий момент на подъемном барабане зависит от веса поднимаемого груза, веса патрона со стрипперным механизмом и сопротивления трения в направляющих 22
; (3.99)
где – вес слитка с изложницей (поднимаемый груз); – вес патрона с механизмами; – вес противовеса; – силы трения в направляющих шахты; – к. п. д. системы противовеса; – к. п. д. соответственно направляющих барабана и блоков; – кратность полиспаста; – диаметр барабана.
Малыми и большими клещами можно брать слитки и изложницы не по оси симметрии, вследствие чего возникает некоторый эксцентриситет приложения силы тяжести по отношению к оси механизма выталкивания. Поэтому на направляющие шахты с обеих сторон патрона действуют реакции , вызывающие трение патрона о направляющие шахты.
Сила трения при эксцентричном захвате большими клещами
, (3.100)
при эксцентричном захвате малыми клещами
. (3.101)
Здесь – расстояние между реакциями, равное длине направляющих патрона или части их; – коэффициент трения скольжения; – эксцентриситеты соответственно на больших и малых клещах ( раствора клещей).
Под действием реактивных моментов в валах квадратного сечения механизма стрипперования патрон стремится повернуться вокруг вертикальной оси, в результате чего на направляющие действует пара реактивных сил. Следовательно, при подъеме слитка малыми клещами возникают дополнительные силы трения
, (3.102)
где – крутящие моменты на валах 21 и 18; – плечо действия сил.
Статическая мощность электродвигателя механизма подъема, кВт:
, (3.103)
где – угловая скорость барабана, – к. п. д. механизма.
Выбранный электродвигатель проверяют на нагрев и перегрузку в период пуска.
Механизм стрипперования. Механизм стрипперования служит для выталкивания слитка и состоит из корпуса патрона 3, винтовой системы и привода. Патрон подвешен внутри шахты на канатах 5, 6. Силовой двухзаходный винт 13 соединен со штемпелем 14 заканчивающимся наконечником. При вращении квадратного хвостовика полый винт 18 с наружной правой и внутренней левой резьбами вращается и движется в гайке 17. Одновременно двухзаходный винт 13 вывинчивается, перемещаясь с удвоенной скоростью. Вращение полый винт получает от электродвигателя, установленного на тележке, через червячный редуктор 20, вертикальный квадратный вал 21 и двухступенчатую зубчатую передачу 19. Рабочими органами механизма стрипперования являются большие 2 и малые 15 клещи.
Нагрузка при выталкивании слитка
, (3.104)
где – сила выталкивания; – вес поднимаемого груза (слитка, изложницы) при данной операции раздевания слитка.
Силу выталкивания аналитически определить невозможно, поскольку она зависит от площади сопротивления слитка с изложницей, неопределенности состояния поверхностей контакта и веса слитка. Практически силу определяют по эмпирической зависимости
, (3.105)
где – вес слитка.
Крутящий момент на квадратном хвостовике полого винта 18,
, (3.106)
где – крутящие моменты от сил трения соответственно на внутренней и внешней резьбах; – средние диаметры резьб; – углы подъема резьб; – угол трения; – коэффициент трения в резьбе.
Мощность электродвигателя механизма стрипперования определяют по максимальным нагрузкам с учетом перегрузки, кВт:
, (3.107)
где – угловая скорость полого винта, – скорость выталкивания слитка; – шаг резьбы; – к. п. д. механизма; – коэффициент допустимой перегрузки электродвигателя.
Скорость перемещения винта частота вращения угловая скорость .
Следует также учесть дополнительные силы трения в соответствии с совершаемой краном операцией. При операции раздевания слитка уширением книзу полый винт 18 перемещается квадратной частью во втулке зубчатого колеса, патрон поднимается вверх и на поверхности квадратных валов возникают силы трения
, (3.108)
где – коэффициент трения скольжения; – стороны квадратных сечений валов 18 и 21.
Силы трения в направляющих штемпеля 14 при подъеме патрона
, (3.109)
где – расстояние между направляющими; – коэффициент трения скольжения, значение которого выбирают с учетом действия высоких температур со стороны слитка.
Суммарная сила стрипперования слитка уширением книзу
. (3.110)
Во время операции раздевания слитка, уширенного кверху, патрон не поднимается вверх, а движутся только полый винт 18 и штемпель 14, вызывая силы трения .
Суммарная сила стрипперования слитка, уширенного кверху,
. (3.111)
Механизм управления большими клещами. Механизм управления клещами предназначен для открывания и закрывания больших клещей. Эта операция совершается кривошипно-рычажным механизмом 12, перемещающим канаты 5. Во время открывания больших клещей приподнимается патрон стрипперного механизма. Из условия равновесия рычага определяют вес клещевины, передаваемый на блоки управления (точка )
, (3.112)
где – вес клещевины, приложенный в ее центре тяжести; – плечи действия сил (рис. 52, а); – к. п. д. шарниров.
Патрон поднимается при повороте коромысла относительно шарнира , тогда сила подъема
, (3.113)
где – плечи действия сил; – половина веса патрона с механизмами.
Нагрузки на правую и левую ветви каната механизма управления в конце раскрывания клещей
, (3.114)
где – передаточное число полиспаста; – угол наклона канатов к вертикали.
Завалочные машины служат для загрузки твердых шихтовых материалов с помощью мульд в сталеплавильную печь. Машина оборудована механизмами передвижения моста и тележки, вращения и качания хобота, механизмом замыкания мульды. Мартеновские цехи оборудованы в основном напольными завалочными машинами грузоподъемностью 7,5; 10 и 15 т, технические характеристики которых приведены в таблице 23.
Таблица 23. Технические характеристики напольных завалочных машин
|
Параметры |
Грузоподъемность машины, |
||
|
7,5 |
10 |
15 |
|
|
Пролет моста (ширина колеи), |
7,47 |
8,5 |
9,5 |
|
Скорость: движения машины, движения тележки, качания хобота в минуту частота вращения хобота, |
105 110 18 38 |
100 100 16 40 |
83 108 15 40 |
Продолжение таблицы 23
|
Параметры |
Грузоподъемность машины, |
||
|
7,5 |
10 |
15 |
|
|
Электродвигатели: механизм передвижения машины и тележки: мощность, кВт частота вращения, механизма качания хобота: мощность, кВт частота вращения, механизм вращения хобота: мощность, кВт частота вращения, |
50 520 50 520 33 630 |
50 520 75 470 501 520 |
75 470 140 575 50 520 |
|
Расстояние от пола (головки рельсов) до оси хобота в горизонтальном положении, |
1,32 |
1,3 |
1,4 |
|
Вылет хобота от переднего рельса, |
6,036 |
7,1 |
8,4 |
|
Качание конца хобота, полное качание ход конца хобота вверх (от горизонтали) ход конца хобота вниз (от горизонтали) |
820 585 235 |
1180 930 250 |
1535 1125 410 |
|
База машины, |
5,75 |
6,08 |
6,210 |
|
Ширина машины по буферам, |
7,85 |
7,85 |
8,15 |
|
Максимальная сила давления на ходовые колеса машины при нормальной работе, со стороны печей со стороны троллеев |
- - |
- - |
790 650 |
|
Масса машины (полная), |
103 |
138 |
187 |
|
Максимальная масса состава тележек с мульдами, передвигаемого завалочной машиной примерно, |
300 |
300 |
600 |
Кроме основной операции – загрузки шихты – завалочная машина осуществляет ряд работ: разравнивание шихты в печи, передвижение состава с мульдами вдоль фронта печей, уборку шлака у печи и при ремонтах печей. В зависимости от совершаемых операций изменяется характер нагружения механизмов, что следует учитывать при расчетах. Число завалочных машин в цехе (без учета резервных) определяется в зависимости от суточной производительности мартеновского цеха и загруженности машины
, (3.115)
где – коэффициент неравномерности, учитывающий совпадение загрузки шихты на разных печах – суточная производительность цеха в слитках, т/сут; – задолженность завалочных машин, мин/т стали; 1440 – число минут в сутках; – коэффициент использования завалочных машин .
Задолженность завалочных машин в основном зависит от объема мульд и количества жидкого чугуна в шихте. Примерные значения задолженности (мин/т) в зависимости от объема мульды .
Число завалочных машин выбирают с таким расчетом; чтобы одна машина обслуживала примерно две печи. В цехах с мощными печами предусматривают большее число завалочных машин.
Введение скоростных плавок неразрывно связано с сокращением, цикла завалки шихтовых материалов в печь. Этого достигают одновременной загрузкой шихты двумя завалочными машинами и совмещением операций загрузки. Машинисты при этом совершают отдельные операции с перекрытием, например, движение мульды в печи совмещают с поворотом хобота и др.
Механизм передвижения моста. Мост завалочной машины опирается на четыре ходовых колеса, которые имеют индивидуальный редукторный привод или приводятся попарно с разделением крутящего момента через трансмиссионные валы. При расчетах механизма передвижения завалочной машины учитывают сопротивление передвижению машины и состава мульдовых тележек, сопротивление движению от возможного уклона пути.
Сопротивление передвижению машины от сил трения ходовых колес
; (3.116)
сопротивление передвижению машины от уклона пути
, (3.117)
где – вес груженой мульды; – вес машины; – коэффициент сопротивления движению моста; – уклон пути.
Общее сопротивление передвижению машины, кН:
. (3.118)
Статическая мощность привода, кВт:
, (3.119)
где – скорость движения машины, – к. п. д. механизма.
Максимальные нагрузки в механизме возникают при передвижении состава тележек с мульдами. При расчете сопротивления передвижению состава тележек с мульдами учитывают плохое состояние рельсового пути рабочей площадки печей. Путь обычно покрыт слоем пыли, на рельсах находятся куски доломита, руды, шлака и др. Это создает добавочные сопротивления, которые сказываются на величине основного коэффициента сопротивления движению . По данным экспериментальных исследований, этот коэффициент составляет
Коэффициент сопротивления движению состава тележек от сил инерции , где – ускорение при пуске, .
Коэффициент сопротивления от кривизны пути при движении состава на закруглениях, по экспериментальным данным, .
Общее сопротивление передвижению тележек с мульдами
, (3.120)
где – суммарный вес состава; – вес тележек с мульдами, находящихся на закруглении.
При передвижении состава тележек с мульдами к хоботу завалочной машины прикладывается сила, которая создает момент относительно оси моста и вызывает перекос машины. В ребордах диагонально расположенных колес возникает сила реакции
, (3.121)
где – расстояние от середины колес мульдовых тележек до центра тяжести машины; – угол отклонения силы трения относительно оси рельса в горизонтальной плоскости.
Сопротивление передвижению машины от горизонтальных сил, возникающих при передвижении состава,
, (3.122)
где – коэффициент трения скольжения между ребордой колеса и рельсом – база машины.
Суммарное сопротивление, которое преодолевает механизм передвижения завалочной машины при толкании состава,
. (3.123)
Скорость движения машины при толкании состава обычно находится в пределах 0,7 – 0,9 от нормальной скорости движения.
Статическая мощность электродвигателей, кВт:
, (3.124)
где – скорость передвижения состава, – к. п. д. механизма.
Проверку машины на перекос и устойчивость движения без буксования производят как решение одной задачи. Уравнение предельного состояния
;
, (3.125)
где – сила трения между колесами и рельсом; – силы инерции при пуске машины
. (3.126)
Исключая из уравнения (3.125), получают
(3.127)
где – вес машины; – ускорение свободного падения; – ускорение машины.
Формула (3.127) позволяет определять максимальное статическое сопротивление передвижению состава, которое машина преодолевает без перекоса и буксования колес,
. (3.128)
Для установившегося движения, когда ,
. (3.129)
Предельный вес состава, не вызывающий перекосы и пробуксовки при пуске,
. (3.130)
При установившемся движении
. (3.131)
Максимальное ускорение машины, не вызывающее перекоса и буксования,
.
Время пуска и торможения машины определяют следующим образом. Момент инерции, приведенный к валу электродвигателя, с учетом потерь при пуске и торможении
;
, (3.132)
где – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс передаточного механизма – момент инерции якоря электродвигателя; – момент инерции тормозного шкива; – момент инерции муфты; – угловая скорость электродвигателя, .
Статический момент сопротивления передвижению без учета уклона пути
, (3.133)
где – диаметр ходового колеса; – передаточное число редуктора.
Средний пусковой и тормозной моменты электродвигателя
, (3.134)
где – среднее значение коэффициента перегрузки электродвигателя.
Рисунок 53 – Схемы механизмов тележки напольно-завалочной машины: 1, 15 – передние и задние колеса; 2 – шток; 3 – хобот; 4 – мундштук; 5 – качающаяся рама; 6 – электродвигатель механизма вращения хобота; 7 – электродвигатель механизма передвижения; 8, 10, 17 – редуктора; 9, 16 – тормоза; 11 – коленчатый вал; 12 – шатун; 13 – стопорный механизм; 14 – электродвигатель механизма качания хобота.
Время пуска и торможения
;
, (3.135)
где – фактическая угловая скорость вращения якоря с учетом последовательного соединения двух электродвигателей; – фактическая частота вращения якоря электродвигателя в минуту.
Ускорения и замедления при разгоне и торможении
. (3.136)
Рама тележки сварная, снабжена двумя парами колес – передними приводными (рис. 53) и задними неприводными. Передние колеса катятся по рельсам верхнего пояса главных балок, задние – между рельсами, закрепленными на внутренней стороне поясов балок, удерживая тележку от опрокидывания. Привод механизма передвижения состоит из электродвигателя, муфты и трехступенчатого коническо-цилиндрического редуктора. На боковых поверхностях рамы установлены ползуны и роликовые опоры для передачи горизонтальных нагрузок на продольные главные балки моста.
Сила, необходимая для преодоления сопротивления передвижению (рис. 54, а):
для передних колес
, (3.137)
для задних колес
, (3.138)
где – опорные реакции колес тележки во время завалки шихты; усилия на передние и задние колеса тележки определяем путем решения уравнения моментов относительно каждой опоры (рис. 54); – диаметры цапф колес; – коэффициенты трения качения; – диаметры переднего и заднего колес тележки; – коэффициент трения в подшипниках.
Сопротивление передвижению от трения на направляющих моста появляется в результате боковых смещений тележки во время ее движения. Силу прижатия тележки к направляющим принимают в зависимости от общей нагрузки на ходовые колеса
, (3.139)
Рисунок 54 – Расчетные схемы механизмов тележки завалочной машины: а — передвижения: б — вращения хобота.
Сила сопротивления передвижению от дополнительного трения на ползунах
, (3.140)
где – коэффициент трения на боковых направляющих.
При направляющих роликах
, (3.141)
где – коэффициент трения в подшипниках; – коэффициент трения качения роликов по направляющим; – диаметр ролика; – диаметр цапфы ролика.
Из практики эксплуатации завалочных машин известно, что механизм передвижения работает в тяжелых условиях, испытывая большие перегрузки, особенно в период планирования шихты хоботом в печи. Величина этих нагрузок зависит от многих факторов и в первую очередь от состояния шихтовых материалов в печном пространстве, величины кусков и пр. Поэтому аналитическое определение их невозможно.
Сопротивление от сил трения мульды о шихту в печи приближенно находят следующим образом (рис. 54, а):
, (3.142)
где – сила давления мульды на шихту; – вес мульды с шихтой; – коэффициент трения мульды о шихту.
Общая сила статического сопротивления, кН:
(3.143)
Статическая мощность электродвигателя, кВт:
, (3.144)
где – скорость движения тележки, – к. п. д. механизма.