CC BY
31
УДК 669.2
С.М. Горбатюк, А.Ю. Зарапин, Н.А. Чиченев
МОДЕРНИЗАЦИЯ ВИБРАЦИОННОГО ГРОХОТА ГОРНОРУДНОГО ОБЩЕСТВА «КАТОКА» (АНГОЛА)
С целью повышения эксплуатационной надежности вибрационного грохота предложена его модернизация путем замены резиновых амортизаторов на стальные пружины. Чтобы снизить затраты на модернизацию грохота, принято решение максимально использовать существующие конструкции базовых деталей существующей опоры. В качестве исходных данных для проектирования пружинных амортизаторов принято то же количество упругих элементов, их наружный диаметр и высота. В качестве материала тяжело нагруженных пружин принята конструкционная рессорно-пружинная сталь марки 60С2А. Для предотвращения поперечных смещений пружин на каждой опоре установлены ограничители. Амортизирующая пружина работает под действием повторно-переменных нагрузок, которые изменяются по синусоидальному закону. Поэтому для оценки их надежности, кроме расчета на статическую прочность, проведены расчет на выносливость. Расчеты показали, что коэффициент запаса усталостной прочности для стальных пружин амортизирующего устройства более чем в 2 раза превышает допускаемое значение. Проверка пружин на статическую прочность для предупреждения пластических деформаций в период действия пиковых нагрузок показала, что коэффициент запаса статической прочности в 1,5 раза превышает допускаемое значение.
Ключевые слова: вибрационный грохот, пружинные амортизаторы, расчет пружин на статическую и усталостную прочность.
DOI: 10.25018/0236-1493-2018-1-0-143-149
Цель работы
Одной из актуальных проблем горнометаллургической промышленности является проблема надежности обогатительного оборудования, которая достигается путем реинжиниринга устаревшего оборудования или его заменой [1—5].
В статье рассматривается вибрационный грохот ГИСТ-72-Т2, который установлен на обогатительной фабрике горнорудного общества «Катока» (Ангола) [6].
Конструктивное исполнение вибрационного грохота ГИСТ-72-Т2 с показано на рис. 1 [7]. Короб 1 установлен на четырех опорах 2, крепление которых к
коробу осуществляется с помощью болтов 8 и шайб 9. Дебалансы 5 приводятся во вращение электродвигателями 7, валы которых соединены с валами привода вибратора 3 с помощью лепестковых муфт 6. Вращающиеся детали закрыты защитным ограждением 10. Сила инерции вибратора, возникающая при вращении эксцентричных грузов, через подшипники передается коробу грохота. Для обеспечения возможности регулирования амплитуды колебаний короба дебалансы выполнены составными.
В качестве верхних и нижних просеивающих поверхностей грохота исполь-
ISSN 0236-1493. Горный информационно-аналитический бюллетень. 2018. № 1. С. 143-149. © С.М. Горбатюк, А.Ю. Зарапин, Н.А. Чиченев. 2018.
Рис. 2. Опора вибрационного грохота: 1 — кронштейн, 2 — основание, 3 — резиновый амортизатор
зуются полиуретановые сита, которые устанавливаются на опоры и крепятся к ним с помощью штифтов. Опоры жестко крепятся к связь-балкам.
Грохот устанавливается на четыре амортизирующие опоры (рис. 2), каждая из которых состоит из кронштейна 1, основания 2 и пяти резиновых амортизаторов 3. Кронштейн 1 крепится к цапфе короба и передает на амортизаторы 3 как статическую, так и динамическую нагрузки со стороны подвижных масс грохота. Основание 2 удерживает опору от смещения в горизонтальном направлении.
Опора содержит 5 резиновых амортизаторов, выполненных в виде кольцевых элементов, которые имеют следующие размеры: наружный диаметр Онар = = 200 мм, внутренний диаметр Овн = = 120 мм, ширина (толщина) Н = 200 мм.
Поскольку опыт эксплуатации грохота ГИСТ-72-Т2 в условиях горнорудного общества «Катока» показал недостаточную долговечность резиновых амортизаторов, предлагается установить вместо них более надежные пружинные амортизаторы. Таким образом, задача сводится к подбору параметров пружин, определению их числа, расчету долговечности и конструированию опоры с пружинными амортизаторами.
Полученные результаты
При этом, чтобы снизить затраты на модернизацию грохота, принято решение максимально использовать существующие конструкции базовых деталей существующей опоры. С учетом этого, в качестве исходных данных для проектирования пружинных амортизаторов
Рис. 3. Опора вибрационного грохота после модернизации: 1 — кронштейн, 2 — основание, 3 — пружинный амортизатор
приняты следующие данные: количество 5; наружный диа-200 мм; высота
пружин в опоре Zn[ метр пружины D
пруж
200 мм.
пружины Нпр
В результате проведенных расчетов определены следующие параметры: диаметр проволоки сСпров = 25 мм; шаг пружины ^ = 43,98 мм; число рабочих витков г , = 4; полное число витков г = 5,5.
раб ' пол 7
Общий вид опоры с пружинными амортизаторами приведен на рис. 3.
Для тяжело нагруженных пружин наибольшее распространение получила конструкционная рессорно-пружинная сталь марки 60С2А [8].
В процессе работы грохота на пружины действуют и поперечные колебания, которые могут стать причиной выхода их из строя. Поэтому было принято решение установить на каждую опору ограничитель. В качестве ограничителей нежелательного смещения пружин применены круглые пластинки, которые установлены на кронштейне и основании опоры с зазором между витками пружины.
Амортизирующая пружина работает под действием повторно-переменных нагрузок Р, которые изменяются по синусоидальному закону с амплитудой Ра = = 1,834 кН относительно среднего значения Рт = 5,54 кН. Поэтому для оценки их надежности, кроме расчета на статическую прочность, необходимо провести расчет на выносливость [9—13].
Расчет на циклическую прочность
Определение среднего тт, амплитудного та, максимального ттах и минимального ттт напряжений цикла и коэффициента асимметрии цикла Я.
Максимальное касательное напряжение, возникающие в проволоке пружины под действием силы Р, вычисляем
по формуле: 8 _ _
к . • • пруж
пруж .3
П ^„ров
Здесь Кпруж — коэффициент, учитывающий влияние поперечной силы и нерав-
номерность распределения напряжений от ее воздействия, а также влияние деформации изгиба вследствие кривизны витков пружины. По ГОСТ 1765-86 этот коэффициент можно определить по формуле: к = 4:1-1 0615 4 • I - 4 + I
где / = °пруж/спров — индекс пружины.
Так как в нашем случае равен / = 7, то 4 • 7 -1 0,615
кп„уж 4 _ 7 _ 4
= 1,21.
Величины среднего и амплитудного напряжений цикла равны
т = K
m пруж
8 • F • D
m п
= 1,21 •
8•5540•175
п 253
= 191 Н/мм2 = 191 МПа.
т = K
a пруж
8 • Fa • Dn
п- d3„,
= 1,21
пров
8•1834•175
-3 '
п • 253 = 63 Н/мм2 = 63 МПа. Величины максимального и минимального напряжений цикла равны т = т + т = 191 + 63 = 254 МПа,
max m a '
т . = т - т = 191 - 63 = 128 МПа,
min m a '
График изменения напряжений в витках пружины во времени показан на рис. 4. Коэффициент асимметрии цикла:
Tmn 128
R = -
= 0,5
Ттах 254 Коэффициент запаса усталостной прочности определяют по формуле:
в =-
K
•ß
где т-1 — предел выносливости при симметричном цикле нагружения; для стали 60С2А т_1 = 471 МПа [11]; Кт — эффективный коэффициент концентрации нап-
Напряжение, МПа зоо
50
0 2 4 6 8
Рис. 4. Изменение напряжений в витках пружины во времени
Время, с
ряжении при кручении, который для винтовых цилиндрических пружин сжатия может быть принят равным 1; ет — коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров поперечного сечения (масштабный фактор), для проволоки из стали 60С2А диаметром 25 мм ет = 0,87; в — коэффициент, учитывающий качество обработки поверхности, для винтовых цилиндрических пружин в = 1; — коэффициент, зависящий от соотношения пределов выносливости при симметричном и отнулевом циклах напряжений, для углеродистой стали = 0,1.
Подставляя в эту формулу значения среднего и амплитудного напряжений цикла, получим
Я = -
471
1
= 5,14 .
• 63 + 0,1-191
0,87 • 1
Для стальных пружин амортизирующих устройств допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности принимают [Б] = 2,0...2,5. Таким образом, усталостная прочность пружин обеспечена.
2. Расчет на статическую прочность
Пружины проверяют на статическую прочность для предупреждения пластических деформаций в период действия пиковых нагрузок. Максимальная амплитуда динамической составляющей нагрузки грохота на несущую конструкцию в период пуска и торможения увеличива-
ется примерно в 6 раз. Следовательно, наибольшее пиковое напряжение будет равно
т „ = т + 6 • т = 191 + 6 • 63 = 569 МПа,
наиб т а '
Коэффициент запаса статической прочности определяют по формуле
БТ ТТ/Тнаиб
Для проволоки из стали 60С2А диаметром 25 мм условный предел текучести по касательным напряжениям тТ = = 1370 МПА. Следовательно
БТ = 1370/569 = 2,4.
Для стальных пружин амортизирующих устройств допускаемый коэффициент запаса статической прочности принимают [БТ] = 1,5.2,0. Таким образом, статическая прочность пружин обеспечена.
В результате модернизации вибрационного грохота ГИСТ-72-Т2, который установлен на обогатительной фабрике горнорудного общества «Катока», произведена замена кольцевых резиновых амортизаторов на пружинные амортизаторы. Показано, что модернизированная опора обеспечивает нормальную работу грохота в течение ремонтного цикла, что снижает материальные затраты в процессе эксплуатации грохота. Дополнительный эффект от внедрения будет получен за счет сокращения времени на аварийные простои.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Чиченев Н.А. Импортозамещающий реинжиниринг привода роликов промежуточного рольганга блюмовой МНЛЗ // Металлург. - 2014. - № 10. - С. 57-59.
2. Горбатюк С. М., Чиченев Н.А., Кириллова Н.Л. Проблемы подготовки кадров для инжиниринговой деятельности // Сталь. — 2014. — № 3. — С. 88—91.
3. BaragettiSergio. Innovative structural solution for heavy loaded vibrating screens // Miner. Eng. 2015. Vol. 84. Pp. 15—26.
4. Bao Yu-xin, Li Yong-zhi, WangShu-jun, Zhao Huan-shuai. Design and calculation on rubber spring of vibrating screen // Meikuang jixie = Coal Mine Mach. 2008. Vol. 29. № 2. Pp. 6—8.
5. Xiao Jianzhang, Tong Xin. Characteristics and efficiency of a new vibrating screen with a swing trace // Particuology: Sci. and Technol. Part. 2013. Vol. 11. № 5. Pp. 601—606.
6. http://www.alrosa.ru/corporate-structure/%D0%B3%D0%BE%D1%80%D0%BD%D0%B E%D1%80%D1%83%D0%B4%D0%BD%D0%BE%D0%B5-%D0%BE%D0%B1%D1%89%D0%B5 %D1%81%D1%82%D0%B2%D0%BE-%D0%BA%D0%B0%D1%82%D0%BE%D0%BA%D0%B0-%D0%BB%D1%82%D0%B4/
7. Грохот инерционный ГИСТ-72-Т2. Руководство по эксплуатации. — Красноярск: Спецтех-номаш, 2003.
8. Горбатюк С. М., Веремеевич А. Н., Албул С. А. и др. Детали машин и основы конструирования: учебник. — М.: Изд. Дом МИСиС, 2014. — 377 с.
9. Murthy S. T. Elements of Mechanical Engineering. — New Delhi: I.K. International Pvt Ltd., 2010. — 266 p.
10. Прохоренко И. Ф., Гавриленко Н. Г., Ильин А. Д., Томленов Л.А. Унифицированные пружины сжатия: Справочник. — М.: Металлургия, 1982.
11. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Т. 2. — М.: Машиностроение, 2001. — 912 с.
12. Richards K. L. Design Engineer's Handbook. — London: CRC press, 2012. — 358 p.
13. Cullum R.D. Handbook of Engineering Design. — London: Butterworth and Co., 2013. — 303 p. ЕИ2
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ
Горбатюк Сергей Михайлович1 — доктор технических наук, профессор, зав. кафедрой, e-mail: [email protected], Зарапин Александр Юрьевич1 — доктор технических наук, профессор, e-mail: [email protected], Чиченев Николай Алексеевич1 — доктор технических наук, профессор, e-mail: [email protected], 1 НИТУ «МИСиС».
ISSN 0236-1493. Gornyy informatsionno-analiticheskiy byulleten'. 2018. No. 1, pp. 143-149.
S.M. Gorbatyuk, A.Yu. Zarapin, N.A. Chichenev
RETROFIT OF VIBRATING SCREEN OF CATOCA MINING COMPANY
(ANGOLA)
The analysis of operation of vibrating screen GIST-72-T2 manufactured by Catoca Ltd., Angola, showed insufficient service durability of rubber bumpers. In order to enhance functional reliability of the vibrating screen, it is suggested to modernize it by replacing rubber cushions by steel springs. To cut-down the rebuilding cost, it was decided to use to the maximum the existing designs of the basic parts. The source data for the shock spring design were taken as the same number, diameter and height of the elastic elements. It was decided to manufacture the heavily stressed springs from struc tural laminated spring steel grade 60S2A. To prevent transverse displacements of the springs, each support was equipped with restraint devices. The damper spring operates under action of repeated
variable loads that change by a sinusoidal law. The reliability of the springs was assessed in terms of the static strength and endurance limit. The calculations showed that the fatigue resistance safety factor for the steel springs of the damping device is more than 2 times higher than the permissible value. The static strength tests to prevent from plastic deformation under peak loads yielded that the static strength safety factor exceeded the allowable limit by 1.5 times. The developed design of the support with the shock springs ensures normal operation of the screen during the repair cycle and allows reduction in the material and labor inputs.
Key words: vibrating screen, shock springs, static and fatigue strength analysis of springs.
DOI: 10.25018/0236-1493-2018-1-0-143-149
AUTHORS
Gorbatyuk S.M.1, Doctor of Technical Sciences, Professor, Head of Chair, e-mail: [email protected], Zarapin A.Yu.1, Doctor of Technical Sciences, Professor, e-mail: [email protected],
Chichenev N.A.1, Doctor of Technical Sciences, Professor, e-mail: [email protected],
1 National University of Science and Technology «MISiS», 119049, Moscow, Russia.
REFERENCES
1. Chichenev N. A. Metallurg. 2014, no 10, pp. 57-59.
2. Gorbatyuk S. M., Chichenev N. A., Kirillova N. L. Stal'. 2014, no 3, pp. 88-91.
3. Baragetti Sergio. Innovative structural solution for heavy loaded vibrating screens. Miner. Eng. 2015. Vol. 84, pp. 15-26.
4. Bao Yu-xin, Li Yong-zhi, Wang Shu-jun, Zhao Huan-shuai. Design and calculation on rubber spring of vibrating screen. Meikuangjixie = Coal Mine Mach. 2008. Vol. 29, no 2. Pp. 6-8.
5. Xiao Jianzhang, Tong Xin. Characteristics and efficiency of a new vibrating screen with a swing trace. Particuology: Sci. and Technol. Part. 2013. Vol. 11, no 5. Pp. 601-606.
6. http://www.alrosa.ru/corporate-structure/%D0%B3%D0%BE%D1%800/oD0%BD%D0%B E%D1%80%D1%83%D0%B4%D0%BD%D0%BE%D0%B5-%D0%BE%D0%B1%D1%89%D0%B5 %D1%81%D1%82%D0%B2%D0%BE-%D0%BA%D0%B0%D1%82%D0%BE%D0%BA%D0%B0-%D0%BB%D1%82%D0%B4/
7. Grokhot inertsionnyy GIST-72-T2. Rukovodstvo po ekspluatatsii (Unbalanced throw screen GIST-72-T2. Operating manual), Krasnoyarsk, Spetstekhnomash, 2003.
8. Gorbatyuk S. M., Veremeevich A. N., Albul S. A. Detali mashin i osnovy konstruirovaniya: uchebnik (Machine parts and design basics, Textbook), Moscow, Izd. Dom MISiS, 2014, 377 p.
9. Murthy S. T. Elements of Mechanical Engineering. New Delhi: I.K. International Pvt Ltd., 2010. 266 p.
10. Prokhorenko I. F., Gavrilenko N. G., Il'in A. D., Tomlenov L. A. Unifitsirovannye pruzhiny szhatiya: Spravochnik (Standardized compression springs, Handbook), Moscow, Metallurgiya, 1982.
11. Anur'ev V. I. Spravochnik konstruktora-mashinostroitelya. T. 2 (Machine designer's handbook, vol. 2), Moscow, Mashinostroenie, 2001, 912 p.
12. Richards K. L. Design Engineer's Handbook. London: CRC press, 2012. 358 p.
13. Cullum R. D. Handbook of Engineering Design. London: Butterworth and Co., 2013. 303 p.
FIGURES
Fig. 1. General configuration of vibrating screen GIST-72-T2: 1-screen box; 2-support; 3-vibrator; 4-guard; 5-eccentric mass; 6-coupler; 7-electric motor; 8-screw bolt; 9-plate; 10-apron.
Fig. 2. Support structure of vibrating screen: 1-bracket group; 2-base frame, 3-rubber cushion. Fig. 3. Modernized vibrating screen support structure: 1-bracket group; 2-base frame; 3-shock spring.
Fig. 4. Time variation of stresses in spring coils.
