8.4.3 Зусилля між валками. Потужність. Привод

Зусилля між валками Р (зусилля, з яким глина тисне на валок, або так зване розпірне зусилля) визначається, насамперед, міцністю глини, а також розмірами валків та зазором між ними. Сучасна методика визначення зусилля й потужності базується на розгляданні процесу течії пластичної глини між валками, причому аномальна в’язкість її характеризується тими самими реологічними показниками, які використовуються у розрахунках шнекових пресів [61]. Для реалізації цієї методики, докладно представленої у навчальній літературі [14,55], необхідно експериментально визначити реологічні показники глини, що потребує проведення досить складних досліджень із застосуванням спеціальної апаратури. Спрощена універсальна методика, яка використовується при розрахунку вальців для подрібнення матеріалів із широким спектром властивостей, при визначенні зусилля Р базується на використанні граничного напруження стиску або питомого тиску, що характеризує міцність глини, й визначенні площі дії цього напруження або тиску. При визначенні означеної площі довжина дуги захвату для вальців тонкого подрібнення глини не може розраховуватись по загальноприйнятій методиці через розмір середнього вхідного куска. Ще однією специфічною особливістю вальців для переробки глини, як свідчить практика, є наявність суттєвого впливу на зусилля Р величини зазору між валками. Тому найбільш прийнятним у практиці інженерних розрахунків уявляється використання питомого зусилля р, кН/м, яке діє на одиницю довжини валка. На рис.8.27 приведений графік для вибору питомого зусилля р у залежності від зазору а між валками. Менші значення характерні для відносно вологих керамічних шихт і малих діаметрів валків.

Розпірне зусилля між валками Р=р∙L, кН. (8.91)

При розрахунку вальців ВР можна умовно вважати, що на ребристий валок діє таке ж зусилля, як і на гладкий, хоч характер взаємодії з глиною у цих валків суттєво відрізняється.

Потужність N_i, кВт, що витрачається кожним валком, має дві складові: основну N_1i, що пов’язана з подрібненням глини, й додаткову N_2i, яка звичайно, не перевершує 25% загальної потужності й витрачається на подолання опору в підшипниках та тертя скребків по поверхні валка:

N_i = N_1i + N_2i. (8.92)

Основну складову потужності N_1i кожного валка визначають у припущенні, що поверхня валка проковзує по стрічці глини:

N_1i = Р  f  V_ві  К_к , кВт, (8.93)

де: V_ві - лінійна швидкість робочої поверхні відповідного валка, V_ві=_i  R (_i =_ш або _т), м/с; f=0,35÷0,45 – коефіцієнт тертя глини по поверхні валка; К_к - коефіцієнт, що враховує інтенсивність проковзування глини по поверхні валка, пов’язане не тільки з різною швидкістю валків, а також із течією глини при ущільненні. Цей коефіцієнт може змінюватись у широкому діапазоні К_к = 0,0250,05. Менші значення характерні для тихохідних валків і зменшеного зазору.

Друга складова потужності N_2i, яка витрачається на подолання опору у підшипниках та сили тертя скребків:

N_2i =К_с ∙ М_п  _i , (8.94)

де: К_с=1,05÷1,1 – коефіцієнт врахування витрат потужності на тертя скребків; М_п - однаковий для обох валків момент опору в підшипниках:

М_п = 0,5 Р  f_n  d_n, кН∙м. (8.95)

Коефіцієнт опору в підшипниках кочення та ущільненнях валка f_n можна із запасом приймати f_п = 0,02  0,03. На стадії розрахунку потужності діаметр d_n цапфи валу, де встановлені підшипники, можна попередньо приймати близько 20% діаметра валка:

d_n  (0,150,2) ∙ D. (8.96)

Таким чином, визначаємо потужності, які витрачаються кожним валком:

N_шΣ = N_1ш + N_2ш; N_тΣ = N_1т + N_2т . (8.97)

Для двоприводних вальців потрібну потужність двигуна визначають окремо для кожного валка:

N_дш = К_зп ∙ N_шΣ/ _ш ; N_дт = К_зп ∙ N_тΣ/ _т ; (8.98)

де: К_зп =1,05÷1,1 – коефіцієнт запасу встановленої потужності; _ш та _т - к.к.д. приводу валка. Для вальців ВР, враховуючи наявність редуктора й ланцюгової передачі, _т=0,75÷0,8, для усіх інших, які містять тільки клинопасову передачу, можна приймати _ш =_т=0,95.

Для одноприводних вальців потужність двигуна:

N_дΣ=К_зп ∙ (N_шΣ +N_тΣ)/ , (8.99)

де  - к.к.д. єдиного приводу.

Перед вибором двигунів доцільно розрахувати питому потужність N_п, щоб порівняти її з тією N_ni, яка характерна для існуючих вальців і становить:

- для попереднього подрібнення - N_ni = 1,0  1,8 кВт/т;

- для тонкого подрібнення - N_ni = 1,5  3,0 кВт/т.

При визначенні питомої потужності N_п краще базуватись не на фактичну, а на задану об’ємну продуктивність Q_п :

N_n = N_дΣ /( Q_п ×), кВт/т , (8.100)

де  = 1,5  1,8 т/м³ - густина глини в ущільненому стані.

У двоприводних вальців попередньо треба визначити суму потужностей обох двигунів: N_дΣ=N_дш+ N_дт , кВт.

Якщо розрахована питома потужність суттєво відрізняється від рекомендованої, то слід відкоригувати питоме зусилля р, коефіцієнт К_к, що враховує інтенсивність проковзування, і т.д.

Після корегування вибирають двигуни з номінальною потужністю N_нi: для двоприводних вальців - N_нш>N_дш та N_нт>N_дт; для одноприводних - N_нΣ>N_дΣ .

Вальці відносяться до агрегатів, приводи яких не виключають при короткочасних зупинках технологічних ліній, тому до потужності 55 кВт у приводі вальців використовують асинхронні короткозамкнені двигуни без спеціальних заходів для запуску. При більшій потужності для забезпечення запуску використовують такі варіанти: двигун із фазним ротором; використання спеціальної апаратури плавного регульованого запуску (наприклад, типу “Altistart” фірми “Schneider Electric”; установка гідромуфти.

Привод виходить дешевшим при використанні двигуна з частотою обертання n_дв≈1000 об/хв., хоч у деяких випадках можливе використання двигуна з n_дв≈750 об/хв. Обмеженням є використання шківа з діаметром Д_ш2, який перевищує діаметр валка не більше, ніж на 10÷15% - Д_ш2=(1,0÷1,15)∙Д.

У двоприводному варіанті клинопасова передача розраховується по звичайній методиці [2]. При використанні блока шківів у одноприводному варіанті, проілюстрованому на рис.8.25, традиційну основну клинопасову передачу швидкохідного валка розраховують на потужність N_нΣ, а передачу тихохідного – на значно меншу потужність N_тΣ. Оригінальна клинопасова передача проектується таким чином. Діаметр великого гладкого шківа з ребордами, встановленого на валу тихохідного валка, приблизно дорівнює діаметру великого шківа основної передачі. Розрахунковий діаметр приводного шківа з канавками, встановленого на валу швидкохідного валка, визначають по передаточному числу, яке дорівнює прийнятому раніше співвідношенню частот К_n=n_ш/n_т=1,6÷1,9. Діаметр натяжного гладкого шківа приймають приблизно таким, як і приводного. Тип пасів (площу перерізу F_п , мм²) і їх кількість z_п спочатку знаходять по традиційній методиці для передачі потужності приводним шківом із малим кутом обхвату. Далі перевіряють відсутність проковзування пасів по гладкому шківу, порівнюючи тяглове зусилля W=N_тΣ/(_т×R_шт) і силу зчеплення пасів із гладкою поверхнею великого шківа Р_зч=Р_пΣ ∙(e^fα-1)/К_зс. У формулах: R_шт – радіус великого гладкого шківа; Р_пΣ - сумарне зусилля натягування усіх пасів у точці набігання на гладкий шків; e^fα – тягловий фактор (f=0,35 – коефіцієнт зчеплення паса з шківом, α – кут обхвату пасами гладкого шківа у радіанах, α>3,5); К_зс=1,15÷1,25 - – коефіцієнт запасу зчеплення. Р_пΣ можна визначити через рекомендоване попереднє напруження пасів σ₀=1,5 МПа та сумарну площу їх перерізу F_пΣ=F_п∙z_п, мм²: Р_пΣ =σ₀∙F_п∙z_п/1000, кН.

Умова відсутності проковзування: F_зч>W. (8.101)

Якщо умова не виконується, то слід збільшити кількість пасів, або взяти паси з більшою площею перерізу, або використати обидва заходи. Приклад. Вибрати двигуни для вальців ГВ з розмірами, частотами обертання валків і продуктивністю такими самими, як у попередньому прикладі. По графіку на рис.8.27 знаходимо питоме зусилля, яке діє на одиницю довжини валка, при зазорі між валками а=2 мм: р=150 кН/м. Розпірне зусилля між валками по (8.91): Р=150∙0,8 =120 кН. Якщо кутові швидкості валків - _ш=25 с^-1 та _т=19 с^-1, то лінійні швидкості V_вш=_ш  R=25∙0,5=12,5 м/с; V_вт=19∙0,5=9,5 м/с. Основну складову потужності кожного валка по (8.93) розраховуємо при f=0,45; К_к=0,05: N_1ш = 120  0,45 12,5 0,05≈33,8 кВт; N_1т = 1200,459,50,035=18,0 кВт (К_к=0,035 – для тихохідного валка значення вибране меншим, ніж для швидкохідного). Однаковий для обох валків момент опору в підшипниках при коефіцієнті опору f_п = 0,03 і попередньо вибраному діаметрі цапфи валу d_n  (0,150,2)∙1,0=0,18 м по (8.95): М_п = 0,5∙1200,030,18 ≈ 0,33 кН∙м. Друга складова потужності на подолання опору у підшипниках та сили тертя скребків при К_с=1,05 по (8.94): N_2ш= 1,1∙0,33  25 ≈ 9,1 кВт;

N_2т =1,1∙0,33  19 ≈ 6,9 кВт.

Потужності, які витрачаються кожним валком, по (8.97):

N_шΣ = 33,8 + 9,1=42,9 кВт; N_тΣ = 18,0 + 6,9=24,9 кВт. Потрібні потужності двигунів при К_зп =1,1 та _ш =_т=0,95 по (8.98) :

N_дш = 1,1 ∙ 42,9/ 0,95=49,7 кВт; N_дт = 1,1 ∙ 24,9/0,95=28,8 кВт.

Сума потужностей обох двигунів: N_дΣ=49,7 + 28,8=78,5 кВт. Питому потужність розраховуємо, базуючись на задану об’ємну продуктивність Q_п=25 м³/год й густину глини в ущільненому стані  = 1,6 т/м³ по (8.100):

N_n = 78,5 /( 25×1,6)≈2,0 кВт/т. Отримана величина знаходиться у рекомендованому діапазоні, тому корегування параметрів не потрібне.

Вибираємо асинхронні короткозамкнені двигуни без спеціальних заходів для запуску з частотою обертання n_дв≈1000 об/хв. потужністю:

N_нш=55 кВт>N_дш=49,7 кВт; N_нт=30 кВт>N_дт=28,8 кВт.