I. Oprescu, I. VÃ¢rcolacu, M. GuÅ£u, F. Gheorghiu, Gh. BraniÅŸte - MaÅŸini ÅŸi utilaje...

:. • ?-s «aEsassBB- --- - -----i . „

1§ smbsbis i i B s i s ! ^lljggplgill

IULIAN OPRESCU 10AN VÎRCOLACU MIHAIL 3 UT O FLORIN GHEORGHIU GHEORGHE BRANIŞTE

MAŞINI Şl UTILAJE PENTRU METALURGIA EXTRACTIVĂ


Dr. ing. Iulian Oprescu Dr. ing. loan Vîrcolacu Dr. ing. Mihail Guţu,

Ing. Florin Gheorghiu Ing. Gheorghe Branişte


- m - * - '

| ' ' | v - :; V/ i

( h ± )

Bucureşti • Editura tehnică

PREFAŢĂ 9

în Programici Partidului Comunist Român de făurire a societăţii socialiste multilateral dezvoltate şi înaintare a României spre comunism şi în Directivele pri-vind dezvoltarea economico-socială a Romîniei în anii 1976—1980 şi în perspes-tivă, pînă în 1990, documente adoptate de Congresul al Xl-lea al Partidului Comu-nist Român se arată că „O direcţie fundamentală a politicii partidului va fi, şi în cincinalul următor, dezvoltarea susţinută a industriei socialiste — baza progresului întregii economii naţionale, a bunăstării poporului, a indepen-denţei ţării" *) şi că „Industria metalurgică se va dezvolta într-un ritm înalt. Producţia de oţel va ajunge în 1980 la 17—18 milioane tone, sporind în acelaşi timp ponderea oţelurilor aliate şi a oţelurilor carbon de calitate. Va continua să crească producţia de aluminiu, cupru, plumb, zinc, trecîndu-se totodată la organizarea fabricaţiei de metale rare" **).

Realizarea unor asemenea indicatori superiori în industria metalurgică este imperios legată de existenţa unei baze tehnico-materiale la cel mai înalt nivel, în care utilajele şi instalaţiile metalurgice constituie elemente de majoră importanţă.

în acest context considerăm că lucrarea „Maşini şi utilaje pentru metalur-gia extractivă" este utilă şi oportună.

Această lucrare reprezintă prima încercare în literatura românească de a sintetiza unitar construcţia şi calculul tehnologic, funcţional şi constructiv al utilajului mecanic din metalurgia extractivă.

Concepţia generală a lucrării este de a prezenta utilajele grupate pe insta-laţii tehnologice (parcuri de materii prime, instalaţii de aglomerare, furnale, oţelării, instalaţii extractive neferoase pir o şi hidrometalurgice), ceea ce, pe de o parte, a permis prezentarea calculelor tehnologice şi funcţionale ale insta-laţiilor şi, pe de altă parte, considerăm că face lucrarea mai direct accesibilă personalului tehnic specializat. Instalaţiile şi utilajele similare din siderurgie şi metalurgia neferoasă (parcuri de materii prime, instalaţii şi utilaje de aglo-merare), sînt prezentate grupat (cap. 1 şi cap. 2). Dezavantajul acestei îm-părţiri, repetarea utilajelor cu baza de calcul similare, este remediat prin tri-miteri în text.

Dat fiind diversitatea mare a utilajelor metalurgice, corespunzătoare diver-sităţii şi complexităţii tehnologiilor pe care le deservesc, în lucrare nu se tra-tează exhaustiv utilajele mecanice din instalaţiile extractive, ci s-au selectat utilajele specifice tehnologice de mai mare importanţă şi mai puţin studiate

* Programul Partidului Comunist Român * Directivele Congresului al Xl-lea al Partidului Comunist Român

5

în literatura de specialitate, excluzîndu-se deliberat utilajele prezentate in lite-ratura tehnică existentă, ca cele de transport, de alimentare cu fluide tehno-logice, de desprăfuire a gazelor, de turnare, sau tipurile constructive cu utilizare mai restrînsă. De asemenea, o serie de variante şi soluţii particulare nu sînt prezentate, insistându-se pe tehnologiile şi soluţiile de mare răspîndire, din care se pot trage concluziile şi pentru diverse cazuri particulare.

AUTORII

CUPRINS

Prefaţă 5 Cuprins 7

Cap. 7 Utilajele parcurilor de depozitare şi omogenizare a materiilor prime şi depozitelor intermediare 11

1.1 Soluţii tehnice şi calculul parcurilor de materii prime 11 1.2 Elemente specifice privind utilajele de transport şi descărcare 17

>1.2.1 Sistemul de transport şi distribuţie cu transportoare cu bandă 17 1.2.2 Macarale de descărcare a navelor mineraliere 19 1.2.3 Culbutoare 23

1.3 Maşini de stivuire, de reluare şi de omogenizare. Soluţii constructive şi elemente de calcul general 30 1.3.1 Maşini de stivuire (stivuitoare mecanice) 30 1.3.2 Maşini cu rotor cu cupe pentru evacuare — stivuire 33 1.3.3 Maşini de omogenizare 38

1.4 Construcţia şi calculul principalelor subansambluri şi mecanisme ale maşinilor de stivuire, de reluare şi de omogenizare 45 1.4.1 Rotorul cu cupe şi mecanismul său de acţionare 45 1.4.2. Mecanisme de acţionare a braţelor mobile 49 1.4.3 Grapa (grebla) şi mecanismul său de acţionare 53

ySJ>.4.4 Mecanismul de rotire 54 1.4.5 Mecanismul de deplasare 60 1.4.6 Dispozitive şi mecanisme auxiliare 66 1.4.7 Echilibrare şi stabilitate 67

1.5 Buncăre şi alimentatoare 71 1.5.1 Construcţia şi calculul buncărelor 71 1.5.2 Alimentatoare 74

Bibliografie 83

Cap. 2 Utilajele instalaţiilor de aglomerare, peletizare şi prăjire a minereurilor 85

2.1 Soluţii tehnice ale instalaţiilor de aglomerare 85 2.2 Construcţia maşinilor de aglomerare 91

2.2.1 Soluţia constructivă generală 91 2.2.2 Capul de antrenare şi capul de întoarcere 97 2.2.3 Cărucioare şi grătare 107 2.2.4 Subansamblul de etanşare 111

2.3. Elemente de calcul al maşinilor de aglomerare 113 2.3.1 Stabilirea suprafeţei utile de aglomerare şi a vitezei cărucioarelor 113 2.3.2 Determinarea forţei şi puterii necesare la capul de antrenare 115 2.3.3 Alte caracteristici 118 2.3.4 Construcţia metalică a maşinii de aglomerare 119

2.4 Utilaje de pregătire şi de alimentare a încărcăturii pe maşina de aglortierare 123 2.4.1 Amestecătoare de tip tambur rotativ i 123 2.4.2 Utilaje de alimentare a încărcăturii pe maşinile de aglomerare 130

2.5 Răcitoare de aglomerat 136 2.5.1 Tipuri constructive de răcitoare 136 2.5.2 Elemente de calcul ale răcitoarelor 139

/

2.6 Utilaje de peletizare HI 2.7 Instalaţii de prăjire în strat fluidizat 146

Bibliografie 148

Cap. 3 Utilajele instalaţiilor de elaborare a fontei 150

3.1 Soluţii tehnice la instalaţiile de colectare şi dozarea materialelor de încărcare şi de alimentare a furnalelor 150

3.2 Utilaje de colectare şi dozare a aglomeratului şi adaosurilor 159 3.2.1 Alimentatoare tip tambur 159 3.2.2 Vagonul-cîntar 163 3.2.3 Pilnii — cîntar 174

3.3 Utilaje de colectare, clasare şi dozare a cocsului 176 3.3.1 Alimentator-ciur cu discuri 176 3.3.2 Pîlnii-cîntar pentru cocs 178 3.3.3 Subansamblul de colectare şi clasare a cocsului mărunt 179

3.4 Elevatorul cu schipuri pentru alimentarea furnalului 185 3.5 Dispozitive de încărcare şi etanşare la gura furnalului 197

3.5.1 Tipuri constructive de dispozitive de încărcare şi etanşare 197 3.5.2 Distribuitoare de materiale cu etanşare uscată 199 3.5.3 Aparatul de încărcare 204 3.5.4 Instalaţii de acţionare a conurilor 207 3.5.5 Dispozitiv de încărcare (tip C.R.M.) cu clopot de etanşare sub clopotul

mic şi distribuitor rotativ 216 3.5.6 Dispozitiv de încărcare fără conuri, cu jgheab reglabil pentru distribui-

rea materialelor 217 3.5.7 Blindaj variabil la gura furnalului 219

3.6 Utilaje de deservire a orificiilor de fontă şi de zgură ale furnalului 221 3.6.1 Tipuri constructive de maşini de destupare şi astupare a orificiului de

evacuare a fontei 221 3.6.2 Maşină complexă de destupare 221 3.6.3 Maşină electrică de astupare 225 3.6.4 Maşini hidraulice de astupare 232

Bibliografie 236

Cap. 4 Utilajele instalaţiilor de elaborare a oţelului 237

4.1 Soluţii tehnice ale oţelăriilor 237 4.1.1 Oţelării cu cuptoare Siemens Martin 237 4.1.2 Oţelării cu convertizoare 239 4.1.3 Oţelării cu cuptoare electrice 239

4.2 Utilaje de pregătire a fierului vechi 242 4.2.1 Prese de pachetare a fierului vechi 242 4.2.2 Foarfece pentru tăierea fierului vechi 242

4.3 Utilaje de alimentare şi deservire a agregatelor de elaborare a oţelului 243 4.3.1 Maşină la sol de alimentare a cuptoarelor Siemens-Martin 243 4.3.2 Maşină suspendată pentru alimentarea cuptoarelor Siemens-Martin

(macara cu troacă) 256 4.3.3 Mecanizarea alimentării adaosurilor şi feroaliajelor în convertizoare 26J/"'' 4.3.4 Maşină de ajustat vatra cuptoarelor Siemens Martin 2o8

4.4 Mecanismele auxiliare ale agregatelor de elaborare a oţelului 274 4.4.1 Soluţii generale de mecanizare a încărcării cuptoarelor electrice 274 4.4.2 Mecanismele auxiliare ale cuptoarelor electrice 275 4.4.3 Mecanismele de basculare a convertizoarelor 285 4.4.4 Mecanisme de manevrare a lăncilor de suflare a oxigenului în con-

vertizor 287

8

4.5 Utilaje de turnare şi stripare a lingourilor 290 /^.5.1 Poduri rulante de turnare 290 ' 4.5.2 Maşini de turnare la sol 293

4.5.3. Utilaje de stripare a lingourilor 293 Bibliografie 307

Cap. 5 Utilajele instalaţiilor de extragere piro şi electrometalurgice a metalelor neferoase 309

5.1 Soluţii tehnice ale principalelor tipuri de instalaţii 309 5.1.1 Instalaţii de elaborare a matei sau metalelor brute în cuptoare vertcale 309 5.1.2 Instalaţii de elaborare a matei în cuptoare cu vatră 315 5.1.3 Instalaţii de convertizare a matei 315 5.1.4 Instalaţii de extragere a aluminiului prin electroliza aluminei cu anozi

precopţi 318 5.2 Utilaje de colectare, dozare şi alimentare a încărcăturii în cuptoare verticale 322

5.2.1 Transfercar de colectare a încărcăturii 322 5.2.2 Subansambluri mecanice ale preîncălzitoarelor de cocs 332 5.2.3 Cărucior tehnologic de alimentare a cuptoarelor verticale 338 5.2.4 Dispozitive de încărcare şi etanşare 343

5.3 Utilaje speciale de deservire a cuptoarelor verticale _ 346 5.3.1 Agitatoare de plumb topit 346 5.3.2 Pompe de plumb topit 348

5.4 Utilaje de alimentare a cuptoarelor cu vatră 351 5.5 Dispozitive şi utilaje de deservire a convertizoarelor orizontale 351

5.5.1 Dispozitivul de sprijin, basculare şi centrare a convertizoarelor orizontale 351 5.5.2 Dispozitivul de alimentare cu aer a convertizorului 353 5.5.3 Corpul convertizorului 355 5.5.4 Hota convertizorului şi mecanismul său de acţionare 356

5.6 Utilajele instalaţiilor de extragere a aluminiului 358 5.6.1 Dispozitive mecanice la cuva de electroliză 358 5.6.2 Maşină tehnologică multipozitională de deservire a cuvelor de electro-

liză 362 5.6.3 Instalaţii de ventilare şi de defluorizare a gazelor. 369

5.7 Utilaje specifice instalaţiilor de fabricare a anozilor precopţi 373 5.7.1 Amestecătoare de pastă 373 5.7.2 Prese de anozi 376 5.7.3 Maşină tehnologică suspendată pentru deservirea celulelor de coacere

a anozilor 376 Bibliografie 380

)

9

NOTAŢII

în întreaga lucrare se utilizează următoarele notaţii, care intervin cu frecvenţă mai mare şi nu sînt explicate în text decît în cazuri deosebite:

p — densitatea (masa volumică), [t/m3] (materiale, soluţii etc); pv — densitatea în vrac (masa volumică) (materiale, minereu, aglomerat, cocs,

calcar etc.), [t/m3] ; y — greutatea specifică, [daN/m3]; y — greutatea volumică (în vrac), [daN/m3]; g — acceleraţia căderii libere, [m/s2]; <o — viteză unghiulară, [rad/s]; n — viteză de rotaţie, [rot/min]; ţ>( — unghi de taluz natural, [grd]; = arctg [jx, — coeficient de frecare inte-

rioară (material pe material)]; w — rezistenţa specifică la deplasare

u. d + 2u r • 1 r wr = —— a . Dr r>

unde: u. este coeficientul de frecare la alunecare în lagărele roţilor, rolelor etc ; a ° • ' [i — coeficient de frecare la rostogolire, în cm; a —• coeficient ce introduce influenta frecării în rebordurile roţilor, rolelor etc. ; T ' ' X>r, dr — diametrul roţilor, rolelor, respectiv diametrul lagărelor acestora, în cm; Kn — coeficient de neuniformitate la debite; 9 — coeficient de umplere (buncăre, cupe, schipuri, secţiuni de evacuare etc.; 7} •—- randamentele mecanismelor, proceselor etc.; K p •— coeficient ce introduce înrăutăţirea răcirii motoarelor cu autoventilaţie cu

perioadele de pauză (Kp = 0,5 la motoare de curent continuu şi Kp = 0,25 la motoare de curent alternativ;

K ă — idem, în perioadele de demaraj şi de frînare (Ka = 0,75 la motoare de curent continuu şi Kd = 0,5 la motoare de curent alternativ);

<j — eforturi unitare normale, rezistenţe admisibile etc., [daN/cm2] sau [daN/mm2]; Ms — cuplul static al motorului, [daNm]; Mfân — cuplul dinamic al motorului, [daNm] ; 8 —• coeficient ce tine seama de celelalte mase în mişcare de rotatie ale mecanisme-

lor; ' ' ' GD'l — moment de giraţie al maselor i în mişcare de rotaţie, [daNm2] ; tp — timpul de pornire a mecanismului, [sj; GDfned — moment de giraţie mediu al maselor în mişcare de rotaţie, [daNm2].

10

Capitolul I. UTILAJELE P A R C U R I L O R DE DEPOZITARE Şl O M O G E N I Z A R E A MATERIILOR PRIME SI D E P O Z I T E L O R INTERMEDIARE 9

1.1. Soluţii tehnice şi calculul parcurilor de materii prime

l Evoluţia din ultimii 10—15 ani a variantelor de mecanizare a parcurilor (depozitelor, gospodăriilor) de materii prime ale uzinelor siderurgice şi extrac-tive de metale^ neferoase a fost determinată în principal de trei factori:

— concentrarea capacităţilor de producţie în combinate integrate mari; — îmbunătăţirea indicilor de exploatare a agregatelor de elaborare prin

pregătirea mai riguroasă a încărcăturii sub aspectul omogenităţii chimico-mi-neralogice şi granulometrice şi utilizarea de aglomerate autofondante;

— tendinţa de automatizare a parcurilor de materii prime. Ca urmare, varianta de mecanizare în flux discontinuu, cu macarale

portal sau poduri rulante, a fost practic abandonată, ea nesatisfăcînd, ală-turi de alte dezavantaje, cerinţele menţionate anterior; această variantă însă este încă utilizată şi poate fi recomandată pentru uzinele mici, cu depo-zite cu traficuri de ordinul n (IO4 ... IO5) t/an şi care nu necesită operaţii com-plexe de pregătire a încărcăturii.

Soluţia actuală, de mecanizare în flux continuu, este ilustrată în fig. 1.1, în care se prezintă vederea schematică a ansamblului parcului de materii prime şi instalaţiilor de furnale şi aglomerare dintr-un combinat siderurgic [1].

Structura parcului de materii prime este determinată de natura operaţi-ilor necesare de pregătire a materiilor prime. în fig. 1.2 se exemplifică orga-nizarea schematică a unui parc, în cazul general al alimentării cu minereu neclasat granulometric, calcar şi cocs, clasate [2], Unităţile de bază ale parcu-lui sînt: parcul de depozitare (minereu, calcar, cocs), staţia de concasare a minereului, parcul de omogenizare a minereului pentru furnale, parcul de omogenizare a minereului pentru aglomerare (eventual şi amestecare cu calca-rul), staţia de sfărîmare a cocsului.

Parcul uzinelor extractive de metale neferoase are organizare variabilă, în funcţie de natura tehnologiilor deservite, însă principial asemănătoare cu cele menţionate anterior. în fig. 1.3 se exemplifică organizarea schematică a unui parc de bauxită al unei uzine de producere a aluminei.

Zonele de descărcare din figurile prezentate exemplifică soluţiile uzuale la alimentarea uzinelor pe apă, cu nave mineraliere şi pe cale ferată.

Schemele prezentate pun în evidenţă următoarele soluţii moderne: uti-lizarea culbutoarelor pentru descărcarea vagoanelor de cale ferată normale; utilizarea macaralelor portal sau de alte tipuri, cu graifăr şi transfer direct al materialelor pe transportoare cu bandă, pentru descărcarea navelor mine-raliere; efectuarea transportului exclusiv cu sisteme de transportoare cu

11

Fig. 1.1. Vedere schematică a parcului de materii prime şi a instalaţiilor de aglomerare şi de furnale dintr-un combinat siderurgic-

e = a ^ t s ^ s ^ - i T ^ X t M ^ ; %depozitare 3 c?sului; ? - — * . ^ „ i ; 9 -p a r e de o m — - 10 - naJeJor, /"/ — instalaţie de turnare a tontei.

Aglomerat

//

24-

12

Amestec minereu tcoicor

O...10 Fig. 1.2. Schemă de mecanizare a parcului de materii prime cu alimentare pe apă:

7 , 2 —vase mineraliere; 3, 4 — macarale portal pentru minereu; 5 — macara cu graifăr pentru calcar; 6 — căi ferate; 7 — instalaţie de descărcare a calcarului şi cocsului;8 — parc de depozitare a minereului; 9 — parc de depozi-tare a calcarului; 10 — parc de depozitare a cocsului; 77 — parc de omogenizare a minereului pentru furnale; 12 — parc de omogenizare şi amestecare a minereului şi calcarului mărunt pentru aglomerare; 13 — instalaţie de concasare a minereului; 14 — instalaţie de sfărîmare a cocsului; 15 — maşini de stivuire şi reluare a minereului cu rotor cu cupe; 16, 77 — maşini de stivuire a calcarului, respectiv cocsului; 18, 19 — maşini cu rotor cu cupe pentru reluarea calcarului, respectiv a cocsului; 20, 21 — maşină de stivuire a minereului; 22, 23 — maşini de omogenizare a minereului; 24 — platformă de deplasare a maşinilor de omogenizare de la o stivă la alta; 25 — stivă; 26 — transportoare cu

bandă; 27 — staţii de transfer, transportoare cu bandă.

3 4 I Z

1,2 — căi ferate; 3,4 — culbutoare; 5 — instalaţie de concasare primara; 6 — instalaţie de concasare secundară; 7 — transportoare de alimentare, 300 t / h ; 8 — transportor de stivuire, 500 t / h ; 9 — maşină de stivuire 500 t / h ; 70, 77 — stive; 72 — transportoare de reluare,

200 t / h ; 75 — pîlnii mobile; 74 — buldozere; 15 — macarale cu graifâr; 16 — instalaţie de măcinare.

bandă, cu staţii intermediare, pentru simplă trecere de pe un transportor pe altul; schimbarea direcţiei sau multiplicarea fluxului de transport; reali-zarea stivuirii şi reluării materialelor din parcurile de depozitare şi de omo-genizare cu trei tipuri principale de utilaje la sol: maşini de stivuire cu trans-

Fig. 1.4. Variante de amplasare şi utilizare a tipurilor de maşini de stivuire şi reluare:

a — circulaţia utilajelor pe aceeaşi şină şi evacuare unilaterală a materialelor; 6 — circulaţia utilajelor pe şine bilaterale stivei şi cu evacuare bilaterală a materialului; c — circulaţia utilajelor pe şine diferite de o parte a stivei şi cu evacuare bilaterală a materialelor; d — idem c, cu maşină de reluare şi stivuire (combinată) şi cu eva-cuare unilaterală; e — idem dar cu evacuare bilaterală; / — cu ma-

şină de stivuire şi de omogenizare; 7 — maşină de stivuire; 2 — maşină de reluare; 3 — maşină de sti-

vuire şi reluare; 4 — maşină de omogenizare.

por tor cu bandă (stivuitoare), maşini de reluare (variantă: stivuire şi reluare) cu rotor cu cupe, maşini de reluare şi omogenizare cu rotor cu cupe.

în fig. 1.4. se prezintă mai multe variante de utilizare a acestor tipuri de utilaje.

Calculul parcurilor de materii prime este condiţionat de tipul instalaţi-ilor tehnologice deservite (siderurgice, extractive de metale neferoase), de natura şi particularităţile proceselor tehnologice ce au loc în acestea, factori care determină structura procesului. Pentru un combinat siderurgic cu pro-ducţie maximă GF[t fontă/an] (v. fig. 1.2), capacităţile parcurilor de depozi-tare, de omogenizare a minereului pentru furnale şi respectiv de omogeni-zare (amestecare cu calcarul a minereului pentru aglomerare), se stabilesc cu relaţii de tipurile:

Gp 355

OOJ

QA = i m n z m + 1AC%C) [ t ] , ( 1 - 3 )

15

unde: qFm:C:k sînt consumuri specifice de minereu, calcar, respectiv cocs la elaborarea fontei, în t/t fontă; qAm:C:h — idem la aglome-rare, în t/t aglomerat; qA — consum 'specific de aglomerat la elaborarea fontei, în t/t fontă; nzmtc:]c — număr de zile de depozitare pentru minereu, calcar, respectiv, cocs.

Numărul de zile de depozitare variază în limitele uzuale nz = 10 ... 50, în funcţie în deosebi de condiţiile de aprovizionare. Materialele se depozi-tează în stive trapezoidale cu dimensiunile L, B, H [L — lungimea pe sol [L < 280 ... 320 m); B — lăţimea pe sol (B < 20 ... 25 m, uneori 50 m); H ^ 8 ... 12 m] şi volum de depozitare (considerînd unghiul de taluz natu-ral 45°)

V. = (L — H) (B — H) H [m3] (1.4)

Adoptînd dimensiunile stivelor, din relaţiile (1.1—1.4), este posibilă sta-bilirea numărului de stive şi a suprafeţelor parcurilor de depozitare şi omo-genizare.

Debitele de calcul al liniilor de transfer şi ale utilajelor tehnologice se determină pe baza debitelor maxime orare necesare instalaţiilor de furnale şi aglomerare, ţinînd seama de capacitatea depozitelor de zi (intermediare) ale acestora, de necesitatea stocurilor-tampon impuse în parcurile de omo-genizare şi depozitare, de duratele prescrise de descărcare a vagoanelor de cale ferată sau a navelor mineraliere. La un calcul orientativ, debitele de reluare din parcurile de omogenizare sau de depozitare spre instalaţiile de furnale, respectiv aglomerare, se stabilesc cu relaţii de tipurile:

Gp m, c, k = K» 2? m, c, k [t/h] > ( 1 -5) J-ât

GAm,c,k = K « ~ IA IA , m c, k [ t / h ] • ( 1 . 6 )

Debitele de alimentare a parcurilor de omogenizare din cele de depozitare sînt date de relaţii de tipul

GOM,c = KMGF{A)M,c [t/h]) (1-7)

iar debitele de alimentare a parcurilor de depozitare sînt

m, c,k ~ K n f i F { Â i 0 ) „h Ci k [t/h]. (1-8)

în aceste relaţii, coeficienţii de neuniformitate se adoptă: Kn cx. 1,1 ... ... 1,2; Kni ca 1,2 ... 1,5 şi Kn„_ ca. 2 ... 3, Fondul anual de timp al utilajelor este de Fat ca 5400 ... 6000 h/an.

Calculul parcurilor de materii prime pentru uzinele extractive de metale neferoase se efectuează în mod similar, în funcţie de operaţiile de pregătire necesare.

16

1.2. Elemente specifice privind utilajele de t ransport şi descărcare*

1.2.1. Sistemul de transport şi distribuţie cu transportoare cu bandă

Sistemul asigură transportul şi distribuţia materialelor între diferitele puncte de prelucrare şi utilizare; transportoarele de stivuire şi reluare lu-crează asociate cu utilajele tehnologice corespunzătoare. Caracteristicile sis-

Fig. 1.5. Schemă pentru calculul tensiunilor suplimentare in-troduse în bandă de maşinile de stivuire.

ternului sînt: utilizarea de transportoare lungi şi de mare capacitate, funcţio-nind în majoritate în aer liber; necesitatea staţiilor de distribuţie (transfer), care asigură flexibilitatea fluxurilor, deci realizarea de fluxuri complexe cu un număr mic de utilaje; acordarea strictă a debitelor de transport între ele şi cu cele ale utilajelor tehnologice.

Construcţia şi calculul transportoarelor cu bandă sînt prezentate în literatură [3, 4, 5, 6, 7 etc.] şi se efectuează practic conform prescripţiilor de calcul şi constructive standardizate [8, 9, 10],

In calculul tensional al transportoarelor cu bandă de stivuire şi reluare, forţa de tensiune maximă în bandă, considerînd sistemul dinamic transpor-tor-maşină de stivuire (reluare) este (fig. 1.5)

F1 = kKF, + W41) + TFgeJ.[ 1 + (k - 1) - (1.9)

unde: k este coeficientul de rezistenţă al tamburelor de abatere ale maşinii de stivuire (reluare); T<F56 — rezistenţa la deplasare a benzii pe calea cu role a maşinii; vb, vm — viteza benzii, respectiv a maşinii (uzual, vmjvb = = 0 , l . . . 0 , 2 ) .

*) Aceste utilaje sînt prezentate integral sau parţial în literatura de specialitate. Acest paragraf urmăreşte să prezinte unele probleme speciale, specifice, de construcţie şi calcul.

17

Dispozitivele de transfer se realizează conform schemelor din fig, 1.6. în funcţie de natura granulaţiei şi abrazivitatea materialelor, aceste dispo-zitive se realizează din table de oţel de 3—12 mm grosime, cu sau fără plăci

T77777, — Q - S I

b

" S I IjjtEl-

m . yyyyyyyyyyy c

- t e +- +

\ ^ j /

— j I V77T.

Fig. 1.6. Variante uzuale de staţii de distribuţie (transfer); 1 — sertar acţionat hidraulic; 2 — clapă acţionată hidraulic sau electric; 3 — cărucior;

4 — mecanism de deplasare a căruciorului (directă, ca în figură, sau cu cabluri}.

de blindaje în zonele supuse uzurii intense. Forma, mărimea şi pantele ele curgere se stabilesc în funcţie de caracteristicile materialelor, de necesitatea de desprăfuire şi de vibrare (în cazul lipirilor) şi de amortizare a căderii mate-rialelor (trepte şi buzunare care se umplu cu material şi constituie straturi pe care curge fluxul propriu-zis).

18

1.2.2. Macarale de descărcare a navelor mineraliere

Aceste utilaje sînt macarale de tip portal cu cărucior cu graifăr, a căror soluţie constructivă generală prezintă următoarele particularităţi (fig. 1.7) [1, 11, 12]: construcţia metalică chesonată sau din grinzi cu inimă plină;

13 12

Fig. 1.7. Schema constructivă generală a macaralei portal cu flux continuu de evacuare: 7 — corp central; 2 — picioare; 3,3' — grinzi orizontale; 4 — cărucior; 5 — graifăr; 6 — pîlnie-tampon; 7 — ali-

. mentator cu plăci; 8 — transportor cu bandă pivotant; 9,9' — transportoare de evacuare; 10 — vagon de cale ferată; 77 — boghiuri; 12 — troliu de rabatare a braţului; 3,13 — palan.

ecartament redus faţă de macaralele portal obişnuite şi grinzi orizontale în consolă, cea dinspre chei rabatabilă; racordarea fluxului discontinuu (ciclic) de descărcare al cărucioarelor cu graifăr la fluxul continuu al transportoa-relor de alimentare a parcului de depozitare, prin utilajele (pîlnia-tampon 6, alimentatorul cu plăci 7, transportorul cu bandă pivotant 8) plasate în corpul central 7.

Caracteristicile generale ale tipurilor uzuale de macarale sînt indicate în tabelul 7.7.

Debitul de evacuare al macaralei este condiţionat de timpul admisibil de descărcare a navelor mineraliere, care se corelează cu debitul de alimen-tare a parcului de materii prime (v. paragraful 1.1). La acest debit (GD,

19

Tabelul 1.7 (continuare)

Caracteristici generale ale macaralelor-portal

Caracteristici Unităti de măsură Valori

Capacitatea graifărului Greutatea proprie a graifărului Debit (minereu)

Viteze de ridicare de coborîre de închidere de deplasare a căruciorului de deplasare a macaralei

Număr de cicluri pe oră Greutate totală Putere totală instalată Capacitatea pîlniei-tampon

Dimensiuni de gabarit orientative

TVTT tkVFT .5 nţr ttn t.

A B C D E F G

Puterile mecanismelor

de ridicare (coborîre) de închidere de deplasare a căruciorului de deplasare a macaralei

ma

kN t/h

m/min m/min m/min m/min m/min

cicluri/h kN kW t

kW kW kW kW

4,0 ... 6,0 cca 150

1 100 ... 1 300

100 . 130 . 100 . 200 .

20 .

. 110

. 150

. 110 , 250 . 25

76 7 000 ... 8 000 1 200 ... 1 400

100

mm 80 .. 90 000 mm 25 .. 30 000 mm 20 .. 30 000 mm 25 000 mm 15 .. 18 000 mm 12 .. 14 000 mm 40 .. 50 000

300 ... 500 300 ... 500 300 ... 400 100 ... 250

v. relaţia 1.8) se calculează alimentatorul cu plăci 7 şi transportorul cu bandă pivotant 8, iar capacitatea pîlniei-tampon 6 se stabileşte cu relaţia

<2, '60 J D [t], (1 .10)

unde: tr este timp de rezervă (tampon). în min [tr = 5 ... S min).

20

Debitul de descărcare (căruciorul cu graifăr) Gc este

[t/h], = KaGD

unde: Ka este coeficient de acordare a debitelor (K a = 1,1 ... 1,2). Debitul de descărcare Gc poate fi exprimat şi prin relaţia:

= <?V( 3600 ,

g f» • — [ P J T -

(1.11)

(1.12)

unde: Vg este capacitatea graifărului, în m3 ; tcc — durata ciclului cărucio-rului, în s; cp — coeficient de umplere a cupelor (© = 0,7 ... 0,8). Relaţia (1.12) permite corelarea valorilor Vg (alegerea capacităţii graifă-

rului) şi tcc (stabilirea vitezelor de ridicare şi de deplasare a căruciorului). Dimensiunile de gabarit şi de amplasare sînt condiţionate în principal

de dimensiunile navelor mineraliere şi ale stivelor tampon, la care se adaugă condiţiile de echilibru static si stabilitate.

*2c *u

'/ *2a>

St y / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / .

iGc Ffv

*2C

e?

2t

2tn

u ,

Fig. 1.8. Scheme pentru calculul mecanismului de deplasare şi al coeficienţilor de stabilitate, la macarale portal.

Dacă coordonatele centrului de greutate total Gt(xlt, xît) sînt (fig. 1.8, sistemul de coordonate x^ X2J

%tt. — Gmxim ~r FjVî . % Gmxîm + GcX2m + Fjvî ^J J3 14)

[Gm + Gc) (Gm'+ Gc)

unde: Gm, Gc sînt greutatea macaralei, respectiv a căruciorului cu graifărul încărcat, în N; F1V, F2V — forţele vîntului pe suprafaţa frontală, res-pectiv laterală (maxime, calculate la viteza 30 m/s corespunzătoare presiunii de 800 N/m2), în N,

21

din condiţia de echilibru static rezultă valoarea minimă admisibilă a ecarta-mentului corpului central

Emin = IXumax (pentru % = (1.15)

Condiţiile de stabilitate longitudinală în repaus şi mişcare sînt (v. fig. 1.8):

^ = klr = > 1 , 5 , (1 .16-17) F1V • Fim • + F1V • hx

iar de stabilitate transversală în repaos şi mişcare:

kVr = > 1 3 (1.18) Gei^ — 0,5E) + F2Vh2 ^

ktm = Gt(0,5£ x2t) ^ ( 1 J 9 )

GSi — O.5 E) + Fics2 + F2V h2

în aceste relaţii Fim şi Fic sînt forţele de inerţie la demarajul macaralei, respectiv al căruciorului, cu expresiile:

= = ( i -20 ) S 'pm S tpc

unde: vm, vc sînt viteza de deplasare a macaralei, respectiv a căruciorului (v. tabelul 1.1); tpm, tpc — timpul de demaraj al macaralei, respectiv al căru-ciorului itvm = 8 ... 12 s; tpc = 1 ... 2 s).

Graiferele utilizate au capacităţi de 4,0 ... 6,0 m3 şi sînt de tipul cu două cabluri, acţionate de trolii cu tambure separate sau coaxiale; construcţia şi calculul lor sînt prezentate în lucrările [4, 12, 13, 14, 15 etc.].

Mecanismele de deplasare sînt uzual individuale pe boghiu (acţionarea a una sau două roţi), iar corpul central se montează articulat la boghiuri pentru preluarea ondulaţiilor şi deformaţiilor inerente ale căilor de rulare. Soluţii de acţionare şi de articulare sînt prezentate în lucrările [6, 13, 14, 15] (v. şi paragraful 1.4.5).

Apăsările pe punctele de sprijin sînt (v. fig. 1.8):

t*zt\ ( 1 . 2 1 - 2 2 )

E AE J v '

G3; G4 = I 1 - 2 ± f * ± 4'rit ~ * * } . (1 .23-24) ' E AE }

Apăsarea maximă este Gmax — GY (calculat cu valorile maxime xlt, x2t), cu care se stabileşte numărul de roţi pe punct de sprijin. Apăsarea minimă este Gm(n = G3.

- 1 [ l + 2 f i l 4 '

[ l + 2 A

- 1 f i — 2 *!t

4 1 L A

*) Valorile Gt, xlf, Gc, x2t. se determină pentru macaraua fără sarcină (graifărul descărcat)

22

în vederea deplasării centrate a macaralei se acţionează un număr egal de roţi pe fiecare parte a acesteia. Condiţia de aderenţă pentru latura 2—3 (v. fig. 1.8), cu suma minimă a apăsătorilor G2 + G3, este

+ Gc)(0,5 - %2t mdx | n rin ^ q ^ E ) nrt '

(Gm + Gc) f 0 , 5 - ^ ]

wm +2M'

Dr

Dr

(1.25)

unde: \ia este coeficientul de frecare de alunecare roată-şină (fia = 0,15 ... 0,20 pentru şine uscate şi ^ = 0,10 ... 0,12 pentru şine umede); Wm — rezistenţa la deplasare a macaralei; Mt — momentul forţelor de inerţie redus la axa roţii; Dr, ^.-—diametrul roţilor, respectiv al lagărelor acestora; nrm> nrt — număr de roţi motoare respectiv total.

Rezistenţa la deplasare se stabileşte cu relaţia

Wm = Kt(Gm + Ge) • zev + F1VU, (1.26)

unde: K( este coeficientul ce introduce eventuala înclinare a căilor de rulare [Ki = 1,001 ... 1,002); F1V2S — forţa vîntului pe suprafaţa frontală, la viteza de 20 m/s, corespunzătoare presiunii de 25 daN/m2.

Rezistenţa specifică w, se calculează cu valorile [x„ = 0,02 ... 0,05; ţir = = 0,08 cm, a,. = 2.

Momentul forţelor de inerţie redus la axa rotii este

0,05

M; = (GD*-)r + Y^ (GD2)i n

1 = 1 + °'05GtVmDr [daN.mJ, (1.27) •LJrl'pm tpvi

unde: (GD2)r este momentul de giraţie al pieselor de pe axa n a roţilor de rulare, în daNm2; (GD2)t — momentul de giraţie al pieselor de pe axa inter-mediară i a mecanismului de translaţie, în daNm2; it — raportul de trans-mitere al axei i faţă de axa 11 (supraunitar); vm [m/s], Dr [mj, tpm [s], Gt [daN] — aceeaşi semnificaţie ca în relaţiile de mai sus.

Din (1.25) se determină raportul nrlJnrt (roţi motoare/roţi în total pe latură). Obişnuit, nrm/nrt = 0,5 şi se realizează sau pe latură (boghiuri mo-toare şi libere) sau pe fiecare boghiu (roată motoare şi liberă).

Alte soluţii de încărcare şi descărcare a navelor mineraliere, cu trans-portoare cu bandă sau cupe, sînt prezentate în lucrarea [16].

1.2.3. Culbutoare

Sînt utilizate aproape exclusiv culbutoarele rotitoare, staţionare, mai sim-ple constructiv, mai ieftine şi cu productivitate mai mare decît cele cu leagăn basculant (pentru informare vezi lucrările [13, 14, 15]).

Soluţia constructivă modernă (fig. 1.9) se caracterizează prin următoa-rele [15, 17, 18]: execuţie chesonată, realizată prin sudare, a rotorului, acţio-

23

Fig. 1.9. Culbutor rotativ cu leagăn mobil; 7 - rotor; 2 - discuri; 3 - coroană dinţată; 4 - inele de sprijin; 5 - dispozitive de sprijin; 6 - role; 7 - articulaţie; S - mecanism de acţionare; 9 - leagăn mobil: IU - arcuri; /7 - biele; 72 - reazem lateral; 13 - ghidaj profilat pentru rola 14 f a (leagănului; 75 - platformă mobilă; 76' - pîrghii de articulare la leagăn; 77 -

amortizoare hidraulice; 18 — grinzi de stringere a vagonului.

Fig. 1.10. Schema cinematică a mecanismului de rotire prin angrenare: 7 — tambur; 2 — reductor; 3 — coroană dinţată; 4 — pinioane de atac.

nare prin angrenare; autostrîngerea (fixarea) vagonului în poziţie răsturnat, eliminîndu-se mecanismele de strîngere.

Rotorul este format din două semirotoare sudate, îmbinate cu şuruburi păsuite. IneMe de sprijin şi coroana cu bolţuri de acţionare sînt realizate

3 1 3 3 3 3

din trei tronsoane şi se montează rigid la rotor. Echilibrarea se realizează cu balast (beton) introdus în grinda (ţeava) longitudinală superioară şi prin con-tra-greutăţi montate la partea superioară a fiecărui disc.

Dispozitivele de sprijin (v. fig. 1.9) sînt de tipul cu role duble, montate în lagăre cu rulmenţi oscilanţi. Articularea lor la plăcile de bază permite uniformizarea apăsărilor pe role (autocentrarea rotorului).

Mecanismul de acţionare (fig. 1.10) are arborii de transmisie lungi formaţi din mai multe tronsoane cuplate elastic şi montate în lagăre cu rulmenţi oscilanţi. Reductoarele, cu roţi cu dinţi înclinaţi, sînt prevăzute cu ungere forţată la treptele cu viteză de rotaţie mare.

Mecanismul de rotire se calculează pe baza momentului rezistent la axa rotorului. Principial, acest moment are următoarele componente variabile cu unghiul a de rotaţie al rotorului (fig. 1.11, a):

— momentul rotorului Mr(a.), datorit excentricităţii iniţiale e1 a centrului său de greutate faţă de axa de rotaţie şi variaţiei acestei excentricităţi în intervalul 60 ... 90° în care are loc deplasarea leagănului mobil;

— momentul vagonului şi platformei Mv(a), datorit excentricităţii ini-ţiale e2 a centrului de greutate al acestui ansamblu faţă de axa de rotaţie, excentricitate care devine a—e2 la un unghi a = 10 ... 15° ca urmare a depla-sării laterale şi variază din nou în intervalul 60 ... 90°, în care are loc depla-sarea leagănului mobil;

— momentul încărcăturii vagonului Ms(a), datorit aceloraşi cauze ca mai sus, la care se adaugă deplasarea centrului de greutate al încărcăturii ca ur-mare a schimbării formei volumului acesteia şi, la a > <p(, datorită curgerii încărcăturii.

La acestea se adaugă momentele ce pot fi considerate aproximativ con-stante :

25

— momentul forţelor de frecare la rotirea rotorului pe rolele de sprijin (fig. 1.11, b)

M Gr + Gv + Gi w A, cos P j • cos p2 2

Fig. 1.11. Schema de calcul a momentelor de rotire a cul-butorului:

a — poziţia centrelor de greutate; b — eforturile pe role.

unde: Gr, Gv, Gi sînt greutăţile rotorului, vagonului şi respectiv a încărcăturii; Ds — diametrul inelelor de sprijin;

Md = 8- (G • D*)r 382

• [daN.ml, t-n

(1.29)

unde: (GD'z)r este momentul de giraţie al ansamblului rotitor faţă de axul motorului în daNm;

8 — coeficient ce introduce momentele de giraţie ale pieselor de pe axa motorului şi axele intermediare (S = 1,2); nr — viteza de rotaţie a rotorului (nr = 1,0 ... 1,3 rot/min); tp — timpul de pornire (tp ca 2 s).

Se poate aproxima momentul forţelor de inerţie ca fiind 10 ... 15% din momentul total, evitîndu-se calculul laborios al momentelor de giraţie.

Momentele variabile cu unghiul de rotaţie, ca şi momentul total

Aft(a) = Mr(v.) + Mv(v.) + Ms(«) +Mf + Md. [1.30)

15. Se determină prin metode analitice, grafice sau grafoanalitice [13, 14,

19], Un exemplu de variaţie Mt(a) este prezentat în fig. 1.12. Mecanismul de rotaţie se calculează la momentul mediu practic:

M„ E I) T , < i=1

M 2 tr + Kvt p'pt

(1.31)

2 6

unde: Mts (t), Mtg (t), sînt momentele totale în funcţie de timp, în sarcină şi respectiv în gol (Mt[t) = Mt{a)/tor); ^ — timpul de rotire (răsturnare) (tr ~ 25 s); tpt — timpul pauză total pe ciclu [tpt c*. 60 s).

Teoretic, momentul de răsturnare total trebuie să aibă aceeaşi valoare pe toată lungimea rotorului, în orice secţiune a acestuia. S-a constatat practic,

M.jdaNm]

Mfof/m]

Fig. 1.12. Variaţia momentului total de rotire a culbutorului în funcţie de unghiul de rotaţie şi de timp.

prin măsurători tensometrice, că pot apărea diferenţe între momentele din diferite secţiuni, cu efecte negative asupra funcţionării şi solicitării elemente-lor mecanismului de acţionare. Reducerea la minimum a acestor diferenţe necesită o proiectare şi montare corectă ale rotorului şi elementelor sale, în sensul reproductibilităţii poziţiilor centrelor de greutate pe toată lungimea rotorului.

Mecanismul de strîngere este de tip cu leagăn mobil, neacţionat, lucrînd sub acţiunea forţelor de gravitaţie (v. fig. 1.9 şi detaliu în fig. 1.13). Leagă-nul, de construcţie chesonată sudată, se sprijină elastic pe cadrul rotorului prin arcurile 10 şi este articulat la rotor prin pîrghiile (bielele) 11 şi rolele culisante în ghidajele 19. Platforma este articulată prin pîrghiile 16 la leagăn şi prevăzută cu cilindrii hidraulici amortizori 17. Deplasarea laterală a plat-

27

1 - leagăn; 2 • Fig. 1.13. Construcţia leagănului mobil cu platforma:

• resoarte de sprijin la rotor; 3 - biele de articulare la rotor; 4 - platformă; 5 - pîrghii dc articularo la leagăn; 6 - amortizare hidraulice; 7 - căi de rulare ale vagonului; 8 - opritoare laterale.

formei cu vagonul are loc la un unghi de rotaţie de 10 ... 15° iar la un unghi de 60 ... 65° leagănul începe să execute o mişcare plan-paralelă determinată de raza bielelor şi forma ghidajelor, astfel că la un unghi de cca 90° vagonul

Fig. 1.14. Instalaţie de culbutare cu două culbutoare: 7—culbutor ; 2 — pîlme-tampon; 3 — alimentator cu plăci; 4 — transportor de colectare; 5 —

desprăfuiri locale;

în tabelul 1.2 sînt prezentate caracteristicile generale ale culbutoarelor de acest tip.

O instalaţie de culbutare cu două linii are structura din fig. 1.14. Pro-ductivitatea maximă a unei linii de descărcare este

G«a*=V v p ^ - [t/h], (1.32) tcc

unde: Vv este volumul util al vagonului, în m3; tcc — durata ciclului de cul-butare, în s.

29

Tabelul 1.7 (continuare) Caracteristicile generale ale culbutoarelor rotitoare staţionare

Caracteristici Unităţi de măsură Valori

V agonul Greutate kN 900 ... 1 500 înălţime mm 3 000 ... 4 000 Lungime mm 15 000 ... 1 7000 Lăţime mm 3 000 ... 3 300 Ecartament mm 1 435

1 524

Productivitate de descărcare vag/oră 20 ... 30 Unghi de rotire grd 160 ... 1S0

Diametru mm 7 000 ... 8 000 Rotorul Lungime mm 16 000 ... 18 000

Greutate kN 1 200 ... 1 500 Viteză de rotaţie rot/min 1,2.. . 1,4

Mecanismul Putere lcW 30. . . 90 de rotire DA /o 25

Greutatea totală a culbutorului kN 1 400 ... 1 600

Durata ciclului de culbutare tcc este în medie de 110 ... 120 s (timp de alimentare sau evacuare 25 s, timp de răsturnare 25s, timp pauză 10 s).

Volumul pîlniei tampon se apreciază (3 ... 4)Vv, iar alimentatorul cu plăci şi transportorul de evacuare se calculează la debitul Gmax.

1.3. Maşini de stivuire, de reluare şi de omogenizare . Soluţii constructive şi e lemente de calcul general

1.3.1. Maşini de stivuire (stivuitoare mecanice)

Maşinile de stivuire se realizează în două variante constructive de bază: cu o singură bandă de stivuire, plasată pe platformă rotitoare, pentru stivuirea alternativă stînga-dreapta (fig. 1.15, a); cu două benzi de stivuire fixe, stînga şi dreapta, cu funcţionare alternativă, cea în repaos în poziţie limită sus, (fig. 1.15, b) [2, 13]. Tipul constructiv cu o bandă de sti-vuire îl înlocuieşte treptat pe cel cu două benzi, datorită faptului că este mai simplu constructiv, mai uşor şi mai ieftin, deşi necesită rezolvarea unorpro-

3 0

bleme constructive mai pretenţioase, legate de platforma rotitoare şi stabi-litatea maşinii.

Construcţia unei maşini de stivuire este prezentată în fig. 1.16 [21, 221. Maşina este destinată să formeze stive, care sînt apoi reluate de maşinile de

Fig. 1.15. Scheme cinematice ale maşinilor de stivuire: a — cu un braţ; 6 — cu două braţe;

7 — şasiu; 2 — transportor de alimentare; 3 — transportoare laterale de stivuire; 4,4' — trolii de acţionare a braţelor laterale; 5 — platformă rotitoare; 6 — pîlnie; 7 — pîlnie bilaterală.

reluare şi omogenizare. Ea poate fi utilizată şi ca maşină staţionară, pentru formare de stive mici. Procesul de stivuire începe cu transportorul de stivuire în poziţia limită jos (+1500 ... 2000 mm faţă de planul de bază al stivei) şi rotit la 90° faţă de axa căii de rulare. După pornirea transportorului de alimentare se acţionează mecanismul de deplasare şi cel al transportorului de stivuire. La capetele de cursă se reversează motoarele de deplasare şi se ridică treptat braţul mobil pînă în poziţia limită sus. Trecerea braţului de pe o parte pe cealaltă a transportorului de alimentare, în vederea formării stivei adiacente, se face la o înălţime de siguranţă a capătului braţului de minim +3000 ... 4000 mm faţă de calea de rulare a maşinii.

Caracteristicile tehnice generale ale unor maşini de stivuire sînt indicate în tabelul 1.3.

Debitul maşinii de stivuire se stabileşte pe aceleaşi baze ca debitul trans-portoarelor cu bandă [8], Debitul mediu Qsm este acelaşi cu cel al transporto-rului de alimentare Qa, fiind media debitelor realizate la cele două sensuri de deplasare a stivuitorului (7 — în acelaşi sens cu transportorul de alimentare, 2 — în sens invers):

unde: vs este viteza stivuitorului; vb — viteza benzii transportorului de ali-mentare.

în general, vjvb = 0,1 ... 0,2. Dimensiunile de gabarit ale maşinii de stivuire se determină în funcţie

de dimensiunile stivei (înălţime Hs, lăţime la bază Bs) şi de unghiul maxim

4• 4

(1.33)

31

5 • - »

y&m»**""™*' Tabelul 1.3

Caracteristicile generale ale unor maşini de stivuire

Caracteristici Unităţi de măsură

Tipul Caracteristici Unităţi

de măsură 1 2 3 4 5

Lăţimea transportorului cu bandă mm 1400 1400 800 800 1200 Viteza transportorului cu bandă m/s 2,1 2,1 1,9 1,9 1,9 Lungimea braţului mm 29000 26000 20000 14000 18500 înclinarea braţului grd + 18—13 + 18—13 + 18—13 + 18—13 +18—13 Unghiul de rotire a braţului grd 220 220 220 220 220 înălţimea stivei mm 13000 11500 12000 8000 8000 Lăţimea stivei mm — — 24500 18000 25000 Debit teoretic m3/h 1000 1000 400 400 750 Debit de minereu t/h 1500 1500 610 600 1000 utilizare calcar t/h 1500 1500 610 600 1000

cocs t/h 500 500 200 200 360 Viteză de translaţie m/min 18,4 18,0 15,0 15,0 15,0

20,0 Ecartament mm 6000 5000 4000 3000 4000 Puterea totală instalată kW 180 70 40 50 Greutate kN 2200 1450 — — —

Fig. 1.17. Schemă pentru determinarea dimensiunilor de gabarit ale maşinii de stivuire.

de înclinare admis la transportoarele cu bandă ( $ l m a x = 18°, fi2max = 13°) (fig. 1.17). Astfel, cota capului de alimentare a transportorului de stivuireH şi distanţa B dintre calea de rulare şi marginea stivei, rezultă din sistemul de ecuaţii

H = [0,5(B, + E+B)] tg p2 + h2, (1.34)

B = ~0,5(BS-E), (1.35)

unde: h este înălţimea de siguranţă {h1 = 1 000 ... 1 500 mm); h2 ca înăl-ţimea minimă de stivuire (h2 + 1 500 mm);

3 2

Lungimea transportorului de stivuire

L ^ Hs + hy — H _ 0,5(Bs + E) + B | ^

sin Pi cos j?!

Dimensiunile caracteristice ale planului înclinat de abatere a benzii transportorului de alimentare respectiv lungimea planului înclinat

L2 = (H + H 1 - H b ) - 1 - , (1.37) sm

şi distanţa de amplasare a căruciorului auxiliar

LîH + H,- Hb) ctg (3, (1.38)

unde: este cota de amplasare a tamburului de întoarcere superior: (H1 ~ 1 500 ... 2 000 mm); HB — cota ramurii active a benzii faţă de nivelul solului.

Dimensiunile de detaliu rezultă din cele de mai sus. Celelalte dimen-siuni se adoptă constructiv.

1.3.2. Maşini cu rotor cu cupe pentru evacuare-stivuire

Maşinile cu rotor cu cupe pentru deservirea parcurilor de depozitare a materiilor prime se construiesc în două variante de bază: maşini de evacuare (stivuirea se efectuează cu stivuitoare mecanice) şi maşini mixte de stivuire-eva-cuare, conform schemelor de principiu din fig. 1.18 [1, 2, 23, 24],

în fig. 1.19 se prezintă ansamblul construcţiei unui tip de maşină de evacuare cu rotor cu cupe [23, 24], utilizată în combinatele metalurgice din ţară noastră.

Mecanismele maşinii au ca scop poziţionarea rotorului cu cupe în plan orizontal şi vertical în poziţia tehnologică corectă, care asigură un debit constant de evacuare a materialului din stivă. Pentru aceasta, maşina se aduce în zona stivei de unde se evacuează materialul (mecanismul de trans-laţie), se ridică braţul cu rotorul la nivelul superior al stivei şi apoi este deplasat în jos şi lateral în poziţia corespunzătoare adîncimii de preluare (mecanismele de ridicare şi rotire). în această poziţie începe procesul de lucru (mecanismele de acţionare a rotorului şi transportorului cu bandă), debitul constant asigurîndu-se prin deplasarea corespunzătoare în plan ori-zontal a rotorului (mecanismele de rotaţie şi de translaţie). Mecanismul de rotaţie asigură poziţionarea în plan orizontal a rotorului pe un unghi teoretic maxim v.max = 360° atunci cînd braţul se găseşte deasupra orizontalei şi

(<Xg — unghi interzis între boghiuri, as 10 ... 15°) atunci cînd braţul se găseşte sub orizontală. La diversele tipuri, unghiul variază între aMja = 200 ... 220° şi c.max = 360°.

33

Fig. 1.18. Schemele maşinii cu rotor cu cupe pentru evacuare [a) şi mixtă, stivuire-evacuare, funcţionînd cu stivuitor (6):

1 — şasiu; 2 — platformă rotitoare; 3 — rotor cu cupe; 4 — transportor cu bandă deplasabil ia plan vertical; 5 — mecanism de ridicare; 6 — pîlnie; 7 — transportor cu bandă staţionar de evacuare; 8 — transportor cu bandă staţionar de stivuire; 9 — cărucior auxiliar pentru aba-

terea traseului transportorului de stivuire,

în tabelul 1.4 se prezintă caracteristicile generale ale unor maşini aflate în exploatare la diferite uzine [1, 2, 23, 24, 25],

Elementele iniţiale de proiectare a maşinii sînt constituite de caracteris-ticile subansamblelor tehnologice, condiţionate direct de dimensiunile sti-velor, natura şi granulaţia materialului de evacuat.

34


Caracteristicile generale ale unor maşini de evacuare cu rotor cu cupe

Caracteristici Unităti Tipul maşinii

Caracteristici de măsură 1 2 3 4 5 6 7

Diametrul rotorului Numărul de cupe Capacitatea cupei Viteza de rotaţie a

mm buc

5000 7

5200 7

5280 7 8

3000 9

4000 7

7000 10

Diametrul rotorului Numărul de cupe Capacitatea cupei Viteza de rotaţie a

1 200

10,4

200 250 400 40 130 300

rotorului rot/min

200

10,4 5,0 5,0 5,0 rotorului rot/min 5.7 1000 2.8 333 18,0

5,0 5,0 5,0

Lăţimea transp. cu bandă Viteza transp. cu bandă Unghi total de rotaţie Viteză de translaţie

mm m/s grd

m/min

5.7 1000 2.8 333 18,0

800 1,9 220 16

320 16

—

800 2,5

800 3,15

1400 Lăţimea transp. cu bandă Viteza transp. cu bandă Unghi total de rotaţie Viteză de translaţie

mm m/s grd

m/min

5.7 1000 2.8 333 18,0

800 1,9 220 16

320 16 — 15 6 6

Debit teoretic m3/h 870 420 525 960 250 630 1250

2250 Debit teoretic m3/h

480 420 525 960 250 630 1250

2250

Debit de utilizare minereu t/h 1000

600 1200 Debit de utilizare minereu t/h 500 800

600 1200

calcar t/h

500 800

250 calcar t/h 250

cocs

Putere totală instalată Lăţimea stivei

înălţimea stivei Lungimea braţului mobil Ecartament Greutate totală

t/h

kW mm

mm mm mm kN

400 375

220

78 25000 18000 8000 17000 4000

cocs

Putere totală instalată Lăţimea stivei

înălţimea stivei Lungimea braţului mobil Ecartament Greutate totală

t/h

kW mm

mm mm mm kN

188 177 32500 38 12000 36000 7000 2900

200 52000 38000 12000 28000 5000

220

78 25000 18000 8000 17000 4000

38000

12000 28000

102

9000

347

170

20000

900

2035

9700

Debitul teoretic al maşinii este dat de relaţia:

Qt = Vcnenr6 • 10~2 [m3/h], (1.39)

unde: Vc este volumul unei cupe, în dm3; nc — numărul de cupe al rotorului; Producţia orară reală a maşinii este condiţionată de coeficientul de um-

plere a cupei cpM (sau 1 /cpa — coeficient de afînare) şi de natura materialului:

Gr = Qt<?u?v [t/h]. (1.40)

Valoarea coeficientului de umplere este funcţie, pe de o parte, de natura şi granulometria materialului şi, pe de altă parte, de modul de lucru (po-ziţia rotorului faţă de stivă) şi este influenţată de condiţiile atmosferice (tem-peratură, umiditate). în tabelul 1.5 sînt prezentate caracteristicile de debit ale rotoarelor unor tipuri de maşini [1, 2, 23, 24, 25]; ele permit generalizarea

35


Caracteristicile de debit ale rotoarelor unor tipuri de maşini

Caracteristicile rotorului

m3/h

Debit şi producţie orară, nominale Valorile <pM

Vc "c v >ot/min

m3/h

minereu cocs calcar Valorile <pM

Vc "c v >ot/min

m3/h m3/h t/h m'lh t/h m'/h t/h mini-

mum cocs calcar

200 7 5,0 420 240 600 0,57 200 7 5,7 480 200 500 375 188 250 400 0,42 0,80 0,52 200 7 10,4 870 400 1000 750 375 500 800 0,46 0,86 0,57 250 7 5 525 - — — 440 220 120 250 — 0,84 0,40 400 8 5 960 480 1200 — — — — 0,50 — —

valorilor <pB şi p„ din tabelul 1.6 pentru calculul debitului şi producţiei orare •nominale (în condiţii normale de lucru) pentru materiale şi granulaţii uzuale.

Tabelul 1.6

Elemente pentru calculul debitului şi producţiei orare nominale

Material Granulaţie

mm Coeficient de umplere a cupei Densitate în vrac medie Q ,

t/m»

Minereu 0 ... 300 0,45 ... 0,60 2,5 Cocs 0 ... 150 0,80 ... 0,90 0,5 Calcar 0 ... 200 0,50 ... 0,60 1,6

Forţa rezistentă la muchia tăietoare a cupelor rotorului este funcţie de natura şi granulaţia materialului, de poziţia rotorului faţă de stivă şi de con-diţiile climatice. Evident, ea nu poate fi calculată, ci se adoptă practic valoarea rezistenţei specifice qrs = 20 ... 120 daN/cm de lăţime a muchiei tăietoare a cupei. Valoarea medie, în condiţii normale de lucru, este qrs mei = — 40 ... 80 daN/cm, iar valoarea maximă de avarie, la blocarea rotorului în stivă, este qrsmax = 80 ... 120 daN/cm. Rezultă forţa rezistentă

Fr = qrsbc [daN], (1.41)

unde: bc este lăţimea muchiei tăietoare a cupei, în cm. Forţa rezistentă se mai poate aprecia cu relaţia

F r - lsp ^ ; [daN] (1.42)

unde: lsp este lucrul mecanic specific, pe unitatea de masă de material reluat, daNm/kg, experimental, s-a determinat lsp = 20 ... 30 daNm/kg.

Dimensiunile caracteristice ale maşinii sînt determinate, ca şi la maşinile de stivuire, de dimensiunile stivei şi de unghiurile limită de înclinare a bra-ţului < 13°, p2 ^ 18°, ţinînd seama de sensul invers al materialului pe

36

transportor faţă de maşina de stivuire), precum şi de modul de lucru (reluarea materialului de pe jumătate din lăţimea stivei sau de pe toată lăţimea stivei) (fig. 1.20).

In primul caz (fig. 1.20, a) rezultă (v. şi fig. 1.17)

H = L0,5(Ss + £ ) + £ ] tg p2,

Fig. 1.20. Schemă pentru determinarea caracteristicilor braţului mobil, la reluarea materialului din:

a — jumătate lăţimea stivei; b — întreaga lăţime a stivei.

tg h

Hs — H 0,5 (Bs +E) + B

sin Ş j cos

în cel de-al doilea caz (fig. 1.20, b) se obţine

H = (Bs + B + 0,5E) tg fi2,

Hs — H B

U

tg Pr

Hs — H

- Bs - 0,5 • E,

Bs + B + 0,5 E

sin P j cos

(1.43)

(1.44)

(1.45)

(1.46)

(1.47)

(1.48)

Poziţia de transport a braţului este determinată de unghiul minim (în ambele cazuri)

% > arc tg Hs — H

B + 0,5E + Hs ctg (1.49)

care este valoarea maximă pozitivă a unghiului de înclinare a braţului. Maşinile mixte de stivuire-reluare reprezintă o simbioză constructivă şi

funcţională între maşinile de stivuire şi maşinile de reluare cu rotor (v. fig. 1.18, b). Transportorul cu bandă staţionar este utilizat succesiv ca trans-portor de alimentare sau de evacuare a materialelor din parcul de depozitare.

37

1.3.3. Maşini de omogenizare

Maşinile de omogenizare sînt maşini de reluare în straturi verticale (de fapt înclinate la unghiul de taluz natural) a materialelor stivuite în straturi orizontale de către maşinile de stivuire; se realizează astfel omogenizarea chimico-mineralogică şi granulometrică a materialelor de încărcare a agre-gatelor de elaborare.

Aceste maşini, denumite şi grape mecanice, se construiesc în prezent pe baza a două concepţii principale şi anume: dislocarea materialului cu greble (grape) cu dinţi şi reluarea cu rotor cu cupe (maşini cu rotor cu cupe şi grapă) şi dislocarea şi reluarea materialului cu transportoare cu răzuitoare (maşini cu răzuitoare).

Maşinile cu rotor cu cupe şi grapă lucrează după principiul rezultat din fig. 1.21, deosebindu-se în două tipuri principale după modul de realizare a deplasării transversale a subansamblului tehnologic de dislocare şi reluare a materialului: deplasare circulară, cu mecanism de rotaţie (fig. 1.21, a) şi deplasarea rectilinie cu cărucior cu mecanism de translaţie (fig. 1.21, b) [1, 26, 27], Ambele tipuri sînt utilizate, prezentînd reciproc avantaje şi dezavantaje constructive, pentru stivele cu lăţime mare pe sol fiind preferabil tipul din fig. 1.21, b.

Maşinile cu transportor cu răzuitoare au principiul din fig. 1.22. Tipul din fig. 1.22, a, simplu constructiv, se deplasează lateral pe lungimea stivei, reluînd straturi longitudinale de diverse înclinaţii, în funcţie de unghiul de înclinare al transportorului cu răzuitoare, ceea ce conduce la o omogenizare imperfectă în cazul formării stivei din straturi orizontale. El este utilizat pentru stive de lungime mică şi preferabil formate din straturi înclinate [28]. Tipul din fig. 1.22, b, mai complex constructiv, are acelaşi mod de acţiune ca şi maşinile cu rotor, reluînd straturi transversale paralele.

Maşinile de omogenizare cu grapă (pentru informare v. lucrarea [13]) sînt din ce în ce mai puţin utilizate în prezent, datorită greutăţii şi complexi-tăţii mari la lăţimi mari de stive şi gradului de omogenizare realizat mai scăzut.

Ciclul de lucru al maşinii de tipul din fig. 1.21. este următorul. Se pozi-ţionează rotorul cu cupe 4, cu mecanismul 8, la baza stivei şi apoi se pozi-ţionează grebla 5, cu mecanismul 7, astfel încît să aibă o înclinare egală cu unghiul de taluz natural al materialului. Prin acţionarea mecanismului de rotire, organele de lucru vor executa o mişcare de dute-vino pe toată lăţimea stivei, reluînd o secţiune transversală completă. După aceasta, maşina avan-sează cu un pas, începînd ciclul de lucru următor.

Trebuie menţionată importanţa stabilirii corecte a unghiului de încli-nare a greblei şi a pasului de avans a maşinii, astfel încît în stivă să pătrundă numai dinţii greblei, nu şi cadrul acesteia. De asemenea, rotorul trebuie

38

5 4 B 3 2 8 7

Fig. 1.21. Schemele maşinilor de omogenizare cu rotor cu cupe cu mişcare pendulară (a) şi de translaţie (6) a rotorului:

7 — şasiu; 2 — platformă rotitoare; 3 — braţ articulat; 4 — rotor cu cupe; 5 — greblă (grapă); 6 — transportorul braţului; 7 — troli V de înclinare a greblei; 8 — mecanism de înclinare a braţului; 9 — transportoare laterale; 10 — transportoare colectoare; 77 — construcţie tip pod;

12 — cărucior; 13 — transportor lateral.

menţinut permanent la baza stivei, nefiind permisă acţionarea mecanismu-lui 8 în timpul ciclului de lucru.

în fig. 1.23, se prezintă construcţia maşinii, iar în tabelul 1.7 caracteris-ticile tehnice generale ale unor maşini [26, 27]

39

•a

Fig. 1.22. Schemele maşinilor de omogenizare cu transportor cu răzuitoare:

a — cu acţiune laterală; b — cu acţiune frontală; 1 — şasiu ; 2 — grinzi verticale; 3 — transportor cu răzuitoare; 4 — troliu de înclinare a transportorului; 5 — transportor cu bandă de evacuare; 6 — construcţie tip pod;

7 — cărucior; 8 — transportor lateral.

Tabelul 1.7

Caracteristicile generale ale maşinilor de omogenizare cu rotor cu cupe şi grapă

Tipul maşinii Caracteristici Unităţi de măsură

1 2

2 3 4 5

Producţie orară (minereu cu granulaţie 0 ... 8/8 ... 35 mm) t/h 750 1 000

Rotor cu cupe Diametru mm 5 300 5 300 Rotor cu cupe Număr de cupe buc 7 7 Capacitatea cupei 1 250 230 Viteză de rotaţie rot/min 5 7,69 Puterea de acţionare kW 50 55

Transportor cu Lungime mm 19 150 19 590 bandă longitu- Lăţime mm 1 000 1 000 dinal Viteză m/s 1,87 2,15

înclinare maximă grd 16,10 16,45 Putere de

grd

acţionare kW 30 40

40


2 3 4 5

Mecanism de Cursa maximă mm 860 ridicare cu Forţa maximă de

şurub ridicare daN — 30 000 şurub Viteza de ridicare-coborîre m/min — 0,475 Durata ridicării complete s 50 110 Putere de acţio-nare kW 9,5 7,5 Moment la axul şurubului daN - - nominal 350

maximum 550

Mecanism de Unghi total de rotire rotaţie grd 75 75

Viteză de rotaţie rot/min 0,274 0,271 Diametrul rulmentului mm 5 192 5000 Putere totală de acţionare kW 20 32

Mecanism de Lungimea greblei mm 1 400 basculare a înclinarea greblei grd — 45 ... 55 greblei Viteza de ridicare greblei

(coborîre) m/min — 8 Putere deacţionare kW 10 8

Transportoare Lungime mm 15 000 13 400 cu bandă late- Lăţime mm 1 000 1 000 rale Viteză m/s 1,87 2,11

înclinare maximă grd 14,37 17,25 Putere de acţionare kw 25 30

Mecanism de Ecartament mm 6 000 6 000 translaţie Număr de roţi de translaţie

rulare — 16 16 Număr de roţi motoare — 8 8 Diametrul roţilor mm 500 500 Apăsare pe roată daN — • 18 000 Viteza de depla-sare în sarcină m/min 2 2 Viteză de deplasa-re în gol m/min 20 20,78 Putere de acţionare kW 4 x 9 , 5 4 x 1 0

Greutatea maşinii kN — cca 2450

41

25 2<t 30 29 26 27 35 18 18 19 12 3 20 8 5 2 9

b Fig. 1.23. Construcţia maşinii de omogenizare:

a — vedere laterală; b — secţiune transversală: I — construcţie metalică; 7 — şasiu (portal); 2 — platformă rotitoare; 3 — braţ mobil; 4 — tiranţi; 5 — articulaţie; 6 — contragreutate; 7 — braţe laterale fixe; 8 — pîlnie; 9 — pîlnie bilaterală; II — mecanismul de grăpare: 10 — greblă (grape); 77 — troliu de înclinare a grapei; 12 — palan; III — rotorul cu cupe: 13 — con-strucţia metalică a rotorului; 14 — cupe; 15 — grup motor-reductor de acţionare; IV — transportor principal: 16 — bandă; 17 — tambure de ghidare; 18 — reazeme cu role; 19 — tabliere laterale; 20 — grup motor-reductor de acţionare; 21 — mecanism de întindere cu şurub; V — mecanism de înclinare a braţului mobil: 22 — me-canism cu şurubpiuliţă; VI — transportoare laterale; 23 — tambur motor; 24 — tambur de abatere; 25 — pîlnie de descărcare; 26 — reazeme cu role; 27 — mecanism de întindere cu contragreutate; 28 — grup motor-reductor de acţionare; 29 — dispozitiv de rabatare a capătului transportorului; 30 — dispozitiv de înzăvorîre; VII — mecanism de deplasare: 31 — grindă principală; 32 — grindă auxiliară; 33 — boghiuri; 34 — grupuri motor-reductor de acţionare; VIII — mecanism de rotire; 35 — grupuri motor — reductor; 36 — rulment axial; 37 — coroană dinţată; IX — elemente auxiliare: 38 — cabină de comandă; 39, 40 — tambure pentru cablurile de alimentare cu energie electrică de forţă şi comandă; 41 — dispozitiv de curăţire a căii de rulare; 42 — dispozitiv manual de blocare la şină; 43 — dispozitiv de ridicare; 44 — dispozitiv

de rotire a boghiurilor.

Debitul de reluare al maşinii se stabileşte conform schemei din fig. 1.24, a. Masa stratului transversal preluat la o cursă (ciclu) este

K?v [t], Gs = [B, ţ sin tpj sin cp unde: hc este lăţimea colţilor (dinţilor) grapei, în m.

H^JH) sin <p;

H s (1.50)

/ / /

u 1 1 1 "ff 1 1 l

A / '

\ \

hc

Fig. 1.24. Scheme pentru calculul debitului (a) şi rezistenţei la grăpare a maşinii cu rotor cu cupe

şi grapă (b).

Debitul de reluare maxim (aproximativ, deoarece în realitate reluarea se efectuează pe un arc de cerc)

Qr 60

tv 4* ta m ,

relaţie în care timpul de pendulare tp [min] este

/ - -P ~ V

iar timpul de avans ta [min] este 7riftMft

. _ hc la

Va

(1.51)

(1.52)

(1.53)

Forţa rezistentă maximă la pendularea braţului este teoretic forţa de frecare între stratul care se reia şi stratul următor fix, deci (fig. 1.24, b)

l max V-mGsg COS <p, (1.54)

unde: \xm este coeficientul de frecare material pe material.

44

Coeficientul [im este influenţat de granulaţia şi umiditatea materialului. Dacă materialul este îngheţat, Ft max devine forţa de dislocare a acestuia.

între lungimea braţului Lb şi unghiul de pendulare (v. fig. 1.24) există relaţia

= (1.55) 2 sin a

care cere ca unghiul de pendulare să nu fie prea mare, încît ar conduce la dezechilibrarea maşinii. Uzual, « = 35 ... 38°, rezultînd Lb din relaţia (1.55).

Cota H de amplasare a punctului de oscilare a braţului trebuie să înde-plinească condiţia (v. fig. 1.24, b)

H < L„ sin p2 + 0,5Dn (1.56)

unde: pa este unghiul de înclinare a braţului ((32 ^ 18°).

1.4. Construcţia şi calculul principalelor subansambluri şi mecanisme ale maşinilor de stivuire, de reluare şi de omogenizare

1.4.1. Rotorul cu cupe şi mecanismul său de acţionare

Rotorul este o construcţie sudată, realizată din profile şi table (fig. 1.25). Periferia rotorului este închisă de inelul sudat 8 (fundul fix al rotorului),

care se întrerupe în zona de descărcare, permiţînd evacuarea materialului din cupe pe suprafaţa laterală a conului de descărcare 9 şi de aici în pîl-nia de deversare pe transportorul cu bandă.

Toate suprafeţele în contact cu materialul sînt căptuşite cu table din oţel rezistent la uzură.

Cupele sînt de obicei de tipul cu cozoroc întărit cu dinţi din oţel rezistent la uzură sau încărcaţi cu aliaje dure şi se montează la rotor ca în fig. 1.26.

Mecanismul de acţionare este montat pe platforma de capăt a braţului mobil (v. fig. 1.23) şi este prezentat în fig. 1.25. Reductorul are trei—cinci trepte, la unele variante fiind prevăzut cu schimbător de viteză manual, pentru a asigura două trepte de viteză de rotaţie (debit) a rotorului, uzual în raport 2 :1 . Treapta conică este realizată cu dantură curbă (eloidă), treapta schimbătorului de viteză cu roţi cilindrice cu dantură înclinată, iar ultimele două trepte cu roţi cilindrice cu dinţi drepţi. Lagărele sînt cu rulmenţi, iar ungerea se face prin barbotare la ultimele două trepte şi mixt la primele două. Arborele de ieşire al reductorului este cav şi se împănează cu pana 13 pe arborele 6 al rotorului.

Mecanismul este prevăzut cu frînă electrohidraulică normal închisă pentru blocarea rotorului în repaos şi în caz de avarie; unele tipuri sînt prevăzute cu cuplaj de siguranţă la treapta II sau III (de tip uscat, cu lamele de oţel pe ferodou, acţionate de arcuri elicoidale [24, 26J), care comandă prin limita-

45

rulmenţi oscilanţi; 8 — inel sudat (fundul fix al rotorului); 9 — con de evacuare; 10 — motor; 11 — cuplaj elastic; 12 — reductor; 13 — pompă de ungere; 14 — ureche de articulare la braţul maşinii.

tor de cursă deconectarea motorului şi frînarea la momentul maxim de avarie, în cazul blocării rotorului, în stivă, corespunzător unei rezistenţe specifice la muchia cupelor de 100 ... 120 daN/cm.

Momentul rezistent la axa ro-torului este (fig. 1.27) 3 1 Z S 4

M„ F Bl+ 2

+ (Gr + ncVc<?uYv) -jiLa, (1.57)

unde: Fr este forţa rezistentă peri-ferică la muchia cupei [relaţia (1.41) sau (1.42)]: Gr — greutatea rotorului; y.a — coeficient de frecare în lagăre.

Forţa rezistentă Fr se calculează FiS- l-26- C o n s t r u c ţ i e i şi montarea ei Ia cu valoarea medie a rezistenţei spe- , _ p e r e ţ i l a t e r a U . 2 _ p l a c â d e ' f u a d ; 3 f 4 _ u r e C h i de

cifice, luîndu-se în considerare şi montare ; 5 - pinteni (dinţi) ; 6 - corpul rotorului ,

posibilitatea de supraîncărcare de scurtă durată a motorului în caz de avarie {Fr maxjFr — 1,5 ... 2 con-form paragrafului 1.3.2.).

Momentul de decuplare a cuplajului de siguranţă Ms se calculează la forţa rezistentă maximă

M, xDr

2L (1.58)

unde: is este raportul de transmitere între axul de ieşire al reductorului şi axul pe care se plasează cuplajul de siguranţă.

Fig. 1.27. Schemă pentru calculul momentului rezistent la axa rotorului cu cupe.

47

După alegerea motorului, este necesară verificarea forţei periferice la muchia tăietoare a cupei. Forţa periferică specifică Fs (pe unitatea de lăţime a muchiei tăietoare) se poate verifica cu relaţia empirică [25]

232 Pr — 9llî

F. = — ^ [daN/cm}) (1.59) r® t ? c + 1,59 Drncnrrc Drncnr

unde: Pr este puterea motorului mecanismului, în kW; rc — raza corpului, cupei, în m; Qt [m3/h], Dr [m], <pc — aceleaşi din relaţiile anterioare, verificarea efecţuîndu-se dacă

F s - b c ^ F r m e a , (1.60)

unde: bc este lăţimea muchiei tăietoare a cupei, în cm. Studiul procesului de încărcare a cupelor şi de evacuare a materialului

din acestea, cu optimizarea distantei dintre cupe, este prezentat în lucrarea [29].

La maşinile de omogenizare, la care rotorul nu depune efortul de răzuire, forţa periferică Fr este un efort de priză (lipire) a materialului la cupe, care se adoptă în limitele 1 500 ... 2 500 daN.

în tabelul 1.8 sînt indicate caracteristicile unor rotoare cu cupe şi ale mecanismelor de acţionare a acestora.

Tabelul 1.8

Caracteristicile unor rotoare cu cupe

Caracteristica Simbol Unităţi

de măsură

Valori la tipurile

Caracteristica Simbol Unităţi

de măsură

5 000 5 000 3 000 4 000 7 000 11 009

Diametrul rotorului la muchia tăietoare Număr de cupe Capacitatea cupei Viteza de rotaţie

a rotorului

Debit teoretic

Putere de acţionare Regim de lucru Forţa rezistentă maximă (de decu-plare)

Dr nc

Vc

nr

Qt Pr DA

Prmax

mm buc 1

rot/min

m3/h

kW 0/ la

daN

5 000 7 200

5,7

5 000 7 200

5,8

490

75

5 500... 6 000

3 000 9 40

11,5

250

30

4 000 7

130

11,5 630

30 100

7 000 10 300

6,9

11 000 10 800

9,4


a rotorului

Debit teoretic


Dr nc

Vc

nr

Qt Pr DA

Prmax

mm buc 1

rot/min

m3/h

kW 0/ la

daN

10,4 480

5 000 7 200

5,8

490

75

5 500... 6 000

3 000 9 40

11,5

250

30

4 000 7

130

11,5 630

30 100

12,5 1 250

13,8 4 500


a rotorului

Debit teoretic


Dr nc

Vc

nr

Qt Pr DA

Prmax

mm buc 1

rot/min

m3/h

kW 0/ la

daN

870 55

5 500... 6 000

5 000 7 200

5,8

490

75

5 500... 6 000

3 000 9 40

11,5

250

30

4 000 7

130

11,5 630

30 100

2 250 400

6 600 1 60#

4 8

1.4.2. Mecanisme de acţionare a braţelor mobile

Aceste mecanisme sînt realizate în două concepţii de bază: cu acţionare electromecanică prin trolii şi palane, pentru curse lungi, şi cu acţionare elec-tromecanică prin mecanisme de deplasare şurub-piuliţă, pentru curse scurte (fig. 1.28). Cele de primul tip au blocul rolelor de cablu active montat pe o grindă catarg mobilă, solidară cu braţul (a) sau chiar pe braţ (b).

Fig. 1.28. Mecanisme de acţionare a ţelor mobile:

a si b — cu trolii; c -- cu şurub.

bra- Fig. 1.29. Troliu de acţionare a braţelor mobile :

7 — tambure; 2 — reductor; 3 — motor; 4 — cuplaj cu frînă.

Troliile de acţionare sînt de tipul cu două tambure (fig. 1 .29) . Pala-nele de demultiplicare sînt de tipul dublu, cu rolele plasate în trei patru ba-terii şi prevăzute cu dispozitive de siguranţă contra slăbirii cablurilor (v. fig. 1 . 4 4 ) ; numărul de role active este variabil (8 . . . 12) în funcţie de sarcină. Rolele sînt montate independent în baterie, pe butuci cu rulmenţi. Se uti-lizează cabluri de construcţie specială (de exemplu Warington-Sill, Z/S, 160 daN/mm2) pentru a se obţine diametre cît mai reduse şi a se preveni desfăşurarea şi uzura prematură.

Mecanismele cu şurub-piuliţă pentru curse scurte (sub 800 ... 1 000 mm) au schema cinematică şi construcţia din fig. 1.30 [12, 26], Piuliţa se articu-lează la braţul mobil, iar corpul mecanismului la platforma rotitoare. Sînt prevăzute cu cuplaje de siguranţă, pentru decuplarea şi frînarea motorului la eventuala blocare a rotorului în stivă.

La mecanismul de acţionare cu grindă-catarg mobilă (fig. 1.31, a) forţa totală în cabluri la periferia tamburelor troliului este

p Gbl 1 + Fr max sin q/.ţ, 1 1 ^ ( 1 6 1 )

h ip ^p

49

b Fig. 1.30. Mecanismul şurub-piuliţă:

a — schema cinematică; 6 — construcţia; 1 — şurub; 2 — piuliţă; 3 — carcasă; 4 — carcasă telescopică; 5 — ax motor; <5 — reductor; 7|—ax de ieşire al reductorului; 8,9 — lagărele şurubului; 10 — motor cu frînă; 11,12 — axa de articulare la platforma rotitoare, respectiv la

braţul mobil; 13 — cuplaj de siguranţă.

unde: Gb este greutatea totală a braţului mobil. încărcat; Frmax — forţa, rezistentă maximă la periferia rotorului; ip, iip — raportul de transmitere, respectiv randamentul palanului.

La înăţlimea maximă de deplasare a capătului braţului mobil

= Lb sin (î„m;1!, " (.1.62)

unde: Şmax este unghiul maxim de ridicare (coborîre) a braţului, care cores-punde cu deplasarea capătului superior al grinzii catarg

d = \z sin $max. (1.63)

50

Adoptînd viteza de deplasare a capătului braţului mobil vb(vb ca 3 ... ... 4 m/min), rezultă timpul de ridicare (coborîre)

L = Lb sin fimax

i>b

şi viteza necesară la capătul grinzii catarg

sin. fimax (1.65)

Astfel, rezultă cuplul la axa tamburelor troliului de diametru Dt

Mt /, 1 1 A

'2 ®Î> Ip ^ si viteza de rotatie a acestora

; i . 6 6 )

h 1 Lb " t t a

(1.67)

Forţa de calcul a cablului este

Fc = cfib h /2 lip

(1.68) Frs/n

/X//a. i XZ^XJ— 1

1 ţ - _ __

JFrcosţ f <5

1 0 1 rm?. 1 e,

fa Lh

[1.64)

unde: cs este coeficient de siguranţă = 10).

In cazul din fig. 1.31, b, forţa totală în cabluri la periferia tam-burilor troliului e s t e Fig- 1-31- Scheme pfintru calculul mecanismu-

lui de acţionare a braţului mobil cu troliu cu GbU + Frmax sin <pLb 1 1 , , palan superior (a) şi pe braţ (6).

* t = — r— — - - , ( 1 . 6 9 ) l3 sm a tp r ip

unde: a este unghiul de amplasare a palanului faţă de braţ, iar viteza nece-sară la blocul roţilor active

v„ = vh h

Lb sin a (1.70)

La mecanismul şurub-piuliţă şi în cazul maşinii de omogenizare (fig. 1.32), forţa axială necesară în şurub este

F, Gba + Fr maxLi, sin {9 + $max) b cos Y

(1.71)

unde: y este unghiul de amplasare a mecanismului.

51

Cursa necesară a piuliţei este

s = 26 sin ^ = 26 sin (1.72) 2 \2Lf,'

Fig. 1.32. Schemă pentru calculul mecanismului de acţionare a braţu-lui mobil cu şurub-piuliţă.

iar viteza piuliţei

26 sin \2Lb\ Vv = vb (1.73)

K

Cuplul necesar la axul şurubului este

Ms = G b - ^ - ţ t g ( a + p), (1.74) b cos y 2

unde: ds este diametrul şurubului; a,p — unghiul de înclinare a filetului, respectiv de frecare şurub-piuliţă;

iar viteza de rotaţie a şurubului este

"•=2sHi)' tL75> unde ps este pasul şurubului.

în tabelul 1.9 sînt indicate caracteristicile unor mecanisme de acţionare a braţelor mobile.

52


Caracteristicile unor mecanisme de acţionare a braţelor mobile

Caracteristici Unităti

de ' măsură

Valori la tipurile


de ' măsură

cu troliu cu şurub Caracteristici Unităti

de ' măsură

maşini de stivuire maşini de reluare maşini de omogenizare

Lungimea braţului mm 28 000 28 500 36 000 36 000 19 100 19 500 Lungimea grinzii catarg mm — — 16 500 — — —

înălţimea maximă de deplasare la capătul braţului mm — 12 500 8 000 • — 860*) - —

Viteza de deplasare la capătul braţului m/min 3 3 3,35 3,12 0,475*) —

Durata cursei maxime s — - — — — 110 50 Şurub de forţă axială la acţionare maximă kN — — — — 300 —

Moment la ax daNm — — — — 350 (maxi-mum 550) —

Diametru mm — — — • — 140 —

Pas mm — — — — 24 —

Puterea de acţionare kW 16 7,5 32 30 7,5 7,0

*) La şurub

1.4.3. Grapa (grebla) şi mecanismul său de acţionare

Grapa maşinilor de omogenizare este o construcţie metalică din profile sudate, prevăzută cu colţi (dinţi) pentru dislocarea materialului (fig. 1.33, a). Ea se articulează la capătul braţului mobil şi se aplică pe stivă, la unghiul de taluz natural al materialului, cu mecanismul de orientare (fig. 1.33, b) i&min — 25 ... 35°, a. max ca 45 ... 55°).

Troliul de acţionare este un troliu obişnuit, cu un tambur, iar pentru demultiplicare se foloseşte un palan simplu, cu capătul cablului ancorat la grinda catarg a braţului.

Lungimea grapei este (v. fig. 1.33, b)

(1.76)

iar troliul de acţionare se calculează în mod similar cu cele de acţionare a braţelor mobile (v. paragraful 1,4.2).

L.= Hs , sin ©

53

Fig. 1.33. Grapă: a — construcţie; b — schemă de caicui

1.4.4. Mecanismul de rotire

Mecanismul de rotire a platformei, cu care sînt dotate toate utilajele de stivuire şi reluare, are construcţia uzuală din fig. 1.34, cu grupul motor-re-ductor plasat pe platformă şi coroană dinţată, fixă, ceea ce conferă compac-titate maximă întregului subansamblu. La unele construcţii reductorul are numai trepte cu roţi cilindrice, motorul fiind vertical. Rulmentul axial-ra-dial are uzual diametrul Dr c^. 3 000 ... 5 000 mm, raportul DJDr (Dc — dia-metrul coroanei dinţate) fiind variabil de la o construcţie la alta, în funcţie de dimensiunile platformei. Soluţia cu grup motor-reductor fix şi coroană dinţată pe periferia platformei este mai rar folosită, necesitînd spaţiu cores-punzător pe şasiu.

Rulmentul de presiune este de tipul axial-radial cu unul sau două rînduri de bile (fig. 1.34) sau axial cu un rînd de bile, sarcinile radiale fiind preluate în acest de-al doilea caz de role orizontale de ghidare. El preia în principal solicitările axiale, datorite greutăţii ansamblului roţilor echilibrat, precum şi solicitările radiale şi de răsturnare ce apar în procesul de lucru al maşinii.

Motorul mecanismului de rotire este de tipul cu rotor în scurt-circuit sau bobinat cu inele colectoare la maşinile de stivuire şi de omogenizare, la care platforma se roteşte cu viteză constantă 0,2 ... 0,3 rot/min). La ma-

54

şinile de reluare cu rotor, la care rotirea se face in sarcină, acţionarea se face cu motoare de curent continuu sau alternativ, ultimele comandate prin con-vertizoare de frecvenţă, ceea ce permite variaţia vitezei de rotaţie în limitele 0,03 ... 0,3 rot/min. în unele cazuri, pentru o acţionare mai uniformă, se utilizează două grupuri motor-reductor.

Fig. 1.34. Variantă constructivă a mecanismului de rotire: 7 — motor; 2 — cuplaj cu frînă; 3 — reductor; 4 — grup motor-pompă de ungere pentru treptele de turaţie ridicată; 5 — arborele pinionului; 6 — pinion de atac; 7 — rulment oscilant; 8 — coroană dinţată; 9 — rulmentul platformei (axial sau axial-radial); 10 — platformă rotitoare; 77 şasiu; 12 — cuplaj de

siguranţă; 13 — arbore de ieşire; 14 — bolţuri sferice de cuplare.

Pinionul de atac se plasează pe un diametru perpendicular pe axa de solicitare maximă (axa braţului mobil). Coroana dinţată este realizată prin îmbinarea a patru-şase tronsoane. La maşinile de reluare cu rotor, care lucrează în sarcină, pe trepte a doua sau a treia a reductorului se montează cuplajul de siguranţă 4 (v. fig. 1.34) de tip uscat, care asigură decuplarea şi îrînarea motorului la blocarea rotorului în stivă.

Schema de calcul al mecanismului de rotire pentru maşina de reluare cu rotor cu cupe este dată în fig. 1.35 (pentru celelalte tipuri, se particulari-

55

zează relaţiile în mod corespunzător). Neglijînd forţele de inerţie, care sînt mici datorită vitezei de rotaţie reduse, momentele rezistente la axa de rota-ţie sînt următoarele:

a. Momentul de frecare datorit forţelor axiale, dat de greutatea totală a părţii rotitoare Gr care, prin echilibrare (v. paragraful 1.4.7) este plasat ca în figură, la o excentricitate e ^ (0,15 ... 0,20) Dr:

Mi = Gr[ir ~ ,

unde: fx?. este coeficientul de frecare în rulment (y.r = 0,01 ... 0,03). b. Momentul de frecare datorit forţelor radiale care constau din compo-

nentele orizontale ale forţelor de tip F din tiranţi sau palane, componentele orizontale ale forţelor rezistente la periferia rotorului de tip Fr şi din forţa vîntului frontal Fv/ (calculată la presiunea pv = 25 daN/m2)

M2 = (Frmax cos (p + F cos a + Fvf) ^ • (1.78)

Fig. 1.35. Schemă pentru calculul mecanismului de rotire.

La maşinile de stivuire, Frmax — 0, iar la cele de omogenizare, care lucrează cu braţul în poziţie limită jos şi au mecanism de acţionare a braţului de tip şurub-piuliţă (v. fig. 1.32).

M 2 = [Frmax cos (9 + $max) cos $max + Fsin f + Fvf] ji r ^ (1.72)

56

c. Momentele de răsturnare produse de componentele verticale ale forţelor la periferia rotorului de tip Fr, de greutatea materialului pe transportorul cu bandă principal Gm şi de forţele vîntului frontal Fvf în lateral Fvl:

M3 = (Frmax sin cpLb + Gmlm + Fvihx + Fvlh2) y.r. (1.80)

La maşinile de stivuire Frmax = 0, iar la cele de omogenizare (v. fig. 1.32)

M3 = {Frmax Sin (<P + Kax) Lb + GJm + Fvfhy + FJl2] fi, (1.81) d. Momentul rezistent datorită forţelor laterale, rezistenţa laterală a stivei

Flmax [v. relaţia (1.66)] şi forţa vîntului lateral Fv:

M, = FlmaxLb + Fvlv. (1.82)

în tabelul 1.10 sînt indicate caracteristicile unor mecanisme de rotire. Tabelul 1.10

Caracteristicile unor mecanisme de rotaţie

Caracteristici Unităţi

de măsură

Valori pentru diferite tipuri


de măsură Maşini de stivuire Maşini de reluare

Maşini de omogenizare

Greutatea părţii roti- cca cca toare kN 700 — 2200 — — —

Diametrul rulmentu-lui de presiune mm 5000 5000 3150 3200 5000 5 200 Viteza de rotaţie rOt/min 0,15 0,2 0,4... 0,22... 0,271 0,274 Viteza de rotaţie

0,2 periferică la 8,2... capătul braţului m/min 14 15,3 39,6 25,5 1,7 1,7

Unghiul de rotire maxim grd ± 1 1 0 ± 1 0 0 ± 1 6 8 ± 1 6 8 ±37 ,5 ±37 ,5 Putere de acţionare kW 3 2,4 16 15,8 32 20

Calculul sau alegerea rulmentului de presiune se efectuează pe baza schemei de încărcare uzuale în care:

— forţa axială hFa este greutatea părţii rotitoare Gr; — forţa radială HFr la maşinile de reluare cu rotor (v. fig. 1.35) este

2 F r = Frmax cos cp + F cos a + Fvf. (1.83)

La maşinile de omogenizare

ZFr = Frmax cos (max + Fs sin y + Fvf, (1.84)

iar la maşinile de stivuire S F r = F cos a + Fvf (1.85)

— momentul de răsturnare M (v. relaţiile 1.80—1.81) la maşinile de reluare cu rotor

M = VFrh + XFae = Frmax sin <?Lb + Gm • lm + Fvfh1 + Fnh2 + Gre, (1.86)

57

la maşinile de omogenizare

M = Frmax sin (9 + p m J Lb + Gmlm + Fvlh2 + Gre, (1.87) la maşinile de stivuire

M = GJm + Fvfh, + Fvlh2 + Gre. (1.88)

Calculul rulmentului de presiune se efectuează după metode cunoscute [30, 311. în cele ce urmează se prezintă cîteva considerente privind alegerea tipului de rulment şi unele elemente de calcul rapid [12], Ţinînd seama că prin echilibrarea părţii rotitoare a maşinilor (v. paragraful 1.4.7) excentricitatea sarcinii axiale faţă de axa de rotaţie este mică (e ^ 0,2 Dr), sarcinile radiale sînt reduse faţă de cele axiale, viteza de rotaţie este mică (sub 1 rot/min), este indicată utilizarea unui rulment axial cu un rînd de bile cu unghiul de contact oc = 90° sau radial — axial cu un rînd de bile cu unghiul de contact a = 40°, aceştia fiind indicaţi în special în cazul în care e > 0,3. Dr. Pentru 0 < e ^ 0,3 Dr, sarcina maximă asupra unei bile este

Fmax = — - (1.89) z sin a

unde: *ZFa — este sarcina axială; z — numărul de bile; s — coeficient (fig. 1.36, a) iar efortul unitar maxim de contact între bilă si inelul de rulare este

>¥h [daN/mm2 ] , (1.90) a-B

unde: c este încărcarea specifică, în (daN/mm)2 /3 ; dB — diametru l bi lei , în mm. Coeficientul c se determină din fig. 1.36, b în funcţie de raportul Drjdls

cos a şi de raportul

(>-91)

unde rc este raza căii de rulare. Obişnuit, s = 0,95. Efortul unitar admisibil cr se stabileşte în condiţiile

deformării elastice a bilei (SJdB = 0,005 ... 0,02%, în medie 0,01%) conform fig. 1.36, c. Deoarece practic apar deformaţii plastice pînă la 0,15 .. .0,20%, efortul unitar admisibil se poate stabili şi cu relaţia

« . = « 1 f c - f ^ p - f , (1.92)

în care f este un factor de corecţie în funcţie de duritatea Vickers HV a bilei dat de relaţia

58

Pentru bile cu duritate Brinell H B — 500, / = 0,44. Deformaţia maximă a bilei se poate stabili cu relaţia empirică

ax ,5

[431c1 '3] " t d, B* (1.94)

£8

7 6 S 4 3 Z 7 0

/ / / J /

0.2 0.4 0.B M Or

a

08 1

c 320

4 S 71020ooZ0 J0 7 5 4 3 Or

dg, cosa.

b

eoioo ZOO 300 400 B00800 £ c

Fig. 1.36. Diagrame pentru stabilirea coeficienţilor s (a) şi c(b) şi a efortului unitar admisibil aa(c).

Ţinînd seama de viteza de rotaţie foarte mică se poate utiliza şi relaţia aproximativă între forţa maximă Fmax şi diametrul bilei dB

Fmax - 2 0 0 4 . (1 .95)

Diametrul rulmentului Dr se stabileşte din condiţia de stabilitate a ansam-blului rotitor şi din condiţia realizării unei încărcări cît mai reduse, ca urmare a unei excentricităti minime a sarcinii axiale. Dacă din echilibrare rezultă emux iy- paragr. 1.4.7), atunci:

Dr emax (1.96)

59

unde k ^ 0,3; în mod obişnuit k = 0,15 ... 0,20. De regulă, emax = 600 ... ... 1 000 mm şi Dr = 3 000 ... 5 000 mm. Celelalte dimensiuni ale rulmentului se stabilesc prin relaţii constructive uzuale [30],

In tabelul 1.11 sînt indicate caracteristicile unor rulmenţi axiali-radiali de dimensiuni mari (v. fig. 1.37) utilizaţi pentru platforma rotitoare [32],

Tabelul 1.11

Caracteristiciile unor rulmenţi axiali-radiali de dimensiuni mari

Dext ^prim Dint Db H h m z tip

3276 3240 2830 2990 210 178 18 180 b 3555 3200 3168 3400 182 168 16 200 a 3680 3240 3200 3520 185 178 20 162 c 3852 3816 3410 3570 185 178 18 212 b 3785 3348 3312 3602 205 196 18 186 a 4000 3960 3480 3075 235 226 20 198 b 4000 3520 3480 3805 226 226 20 176 c

I.4.5. Mecanismul de deplasare

Maşinile de stivuire şi reluare, la care braţul se roteşte cu peste ±90° , au trei puncte de sprijin, în scopul echilibrării apăsărilor pe acestea; maşinile de omogenizare, la care braţul se roteşte cu unghi sub ±90°, au patru puncte de sprijin.

Acţionarea boghiurilor este uzual individuală, cu mecanisme cu scheme cinematice variate: reductoare verticale sau înclinate, cu roţi dinţate cilin-drice, cilindrice şi conice sau cu prima treaptă formată dintr-un angrenaj melc-roată melcată.

în fig. 1.38 se prezintă modul de realizare a punctelor de sprijin la maşi-nile cu trei puncte de sprijin, iar în fig. 1.39 construcţia unui boghiu motor.

Cuplarea reductorului propriu-zis cu arborele intermediar se efectuează prin alezaj canelat. Ungerea reductoarelor se face prin barbotare.

Mecanismul de deplasare cu trei puncte de sprijin (fig. 1.40,a) are aceste puncte plasate în vîrfurile triunghiului echilateral [1, 2, 3], Axa de rotaţie a platformei rotitoare trebuie să treacă prin centrul de simetrie O al şasiului şi pentru a se evita orice posibilitate de dezechilibrare a maşinii diametrul maxim al rulmentului de presiune trebuie să îndeplinească condiţia

Drmax = R, (1.97) unde R este raza cercului în care este înscris triunghiul de sprijin.

Prin echilibrarea maşinii centrul de greutate al acesteia se aduce obliga-toriu în interiorul triunghiului de sprijin, [1, 2, 3], cît mai aproape de punc-tul O, cu o excentricitate practic inevitabilă e. Considerînd centrul de greu-

60

•c i t

•c f i

•c

m f i , OM

Dori/n. Oh Dext

Z 4 6 4 6

Fig. 1.37. Rulmenţi axiali radiali de dimensiuni mari pentru platforma

rotitoare.

Fig. 1.38. Construcţia punctelor de sprijin la maşinile cu trei puncte de sprijin: 7 — grindă (traversă) principală; 2 — grindă (traversă) secundară (auxiliară); 3 — articulaţie sferică; 4,5 — arti-

culaţie prin bolţuri; 6 — boghiuri motoare; 7 — boghiuri libere.

Fig. 1.39. Construcţia unui boghiu motor: 7 — boghiu; 2 — motor cu cuplaj şi frînă; 3 — reductor înclinat; 4 — pinion de atac; 5 — coroană dinţată pe roată; 6 — coroană dinţată intermediară; 7 — dispozitiv de blocare la şină; 8 — arbore

de ieşire al reductorului; 9 — arbore intermediar; 10 — rulmenţi oscilanţi.

tate al părţii rotitoare Gr într-o poziţie oarecare definită de unghiul a, rezultă apăsările pe punctele de sprijin datorită masei Gr:

e sin a e cos a • \ J •n R

(1.98)

Fig. 1.40. Scheme pentru calculul apăsărilor la maşinile cu trei puncte de sprijin: a —caz general; 6 — cazul cînd se ţine seama şi de G3.

' sino! e cos J

R

R

La « — —, se obţine: 2

r ( 1 + 2 i ) -Gmax — G3

(1 .99)

(1 .100)

(1.101)

(1.102)

Considerînd greutatea şasiului Gs(xu, x2s) şi greutatea părţii rotitoare în poziţia cea mai dezavantajoasă Gr(0, e) (fig. 1.40, b) se determină Gt(xlf, xît) şi, similar cu (1.88 ... 100), rezultă apăsarea totală maximă

max = Gti= £? • |1 + 2 ^ j

şi apăsarea totală minimă

c — r c< mi n — Cr,. - f i _ \ . I R R )'

(1 .103)

(1.104)

6 3

Cu valoarea Gtmax, dată de (1.103), în care se introduce şi influenţa forţei vîntului (v. paragraful 1.2.2, relaţiile 1.13—14) se determină numărul de roţi pe punct de sprijin (presiunea pe roată).

Rezistenţa la deplasare a maşinii este

W=(G, + Gr)w + Fim + F„ (1.105)

unde: w este rezistenţa specifică la deplasare; îf25 ~~ forţa vîntului frontal. Fs — forţe rezistente suplimentare.

Forţa suplimentară Fs din relaţia (1.105) are expresii particulare în funcţie de tipul maşinii. La maşinile de stivuire, această forţă provine din rezistenţele introduse de transportorul cu bandă de alimentare pe care este montată ma-şina (v. paragr. 1.2.1)

Fs = [F5(k*- l) + k ( 1 - 1 0 6 )

care este maximă pentru F5 — Ft (maşina la capăt de cursă). Condiţia de aderenţă la un punct de sprijin este [v. şi paragraful 1.2.2,

relaţia (1.25)]

jj, • G{ 1 Xit I n , m > " l R R ) nrt ""

Wm + 2 M i

Dr

G\ l x2t _ xlti?> | £r 3 l R R I ^ Dr

(1.107)

d in care rezultă raportu l nrJnrt pe punct de spri j in (obişnuit, 0,5). La maşinile de omogenizare cu rotor cu cupe, cu şasiu cu patru puncte

de sprijin (fig. 1.41, a), de regulă unghiul de rotaţie a braţului o.max este sub valoarea unghiului limită cnlim pentru a se evita orice eventuală dezechili-brare a maşinii. De exemplu, uzual onmax — 37,30°, iar aHm — 50,20° (pentru .4 = 5 000 mm, E = 6 000 mm),

Considerînd greutatea părţii rotitoare Gr, rezultă apăsările datorită acesteia

Gmax = G2 = G 4 1 + ~ Sin xmax + J cos ctmax (1.108) E A AE J

Q __ Q _ Gr( | _ 2g sin cr-max 2s cos gmax Aei sin txmax cos amax\ /j j q ^ min — R A AE J >

şi deci coordonatele Gr(xin x2r) în poziţia cea mai dezavantajoasă:

(1.110, 1.111)

64

Ţinînd seama de poziţia centrului de greutate al şasiului Gs(xls, xj se stabilesc coordonatele Gt(xlt, x2t) (fig. 1.41, b) calculul apăsării maxime şi verificarea la aderenţă efectuîndu-se după principiul din paragraful 1.2.2.

Fig, 1.41. Scheme pentru calculul apăsărilor la maşinile cu patru puncte de sprijin (poziţionarea este aceeaşi ca Ia fig. 1.40).

în tabelul 1.12 sînt prezentate caracteristicile unor mecanisme de de-plasare.

Tabelul 7.72

Caracteristicile unor mecanisme de deplasare

Caracteristica Unităţi

de măsură

Valori pentru diferite tipuri

Maşini de stivuire

Maşini de reluare

Maşini de omogenizare

Greutatea maşinii kN cca cca cca Greutatea maşinii 2 200 1 450 2 900

Greutatea şasiului kN cca cca Greutatea şasiului 1 000 — 700

Greut. părţii rotitoare kN cca cca Greut. părţii rotitoare 1 200 — 2 200

Ecartament mm 6 000 5 000 7 000 Ampatament mm 6 500 7 000 Număr de puncte de sprijin 3 3 3 Număr total de roţi 16 16 16 Număr de roţi motoare 8 8 12 Număr de boghiuri 8 8 8 Diametrul roţii mm 800 750 800

Distanţa între roţi în boghiuri mm 1 300 1 600 1 300

Apăsare medie pe roată kN 200 Apăsare maximă pe roată (pv = 50 kgf/m2) kN 280

Viteza de deplasare m/min 18 18,5

Puterea de acţionare kW 40 45 Număr de boghiuri motoare — 4 6 Putere pe boghiu kW 10 7,5 Regim de funcţionare DA, % 100 100 60

7 000 7 000 3 16 12 8 750 1 600

1 300

18

60 6 10 60

cca 2 450

6 000 5 000 4 16

500

730

175

185 2 21 40 4 10 60

6 000 5 000 4 16

500

180

20 28 4 7 60

6 5

i.4.6. Dispozitive şi mecanisme auxiliare

1.4.6.1. Dispozitive de blocare la şină

Aceste dispozitive se montează la fiecare punct de sprijin cîte unul sau două, pe boghiurile motoare sau libere. în afară de tipurile cu comandă electro-mecanică se utilizează frecvent dispozitivele locale, pe boghiu, cu comandă hidraulică sau manuală.

Fig. 1.42. Schema dispozitivului de blocare la şină cu comandă hidraulică:

1,2 — braţe; 3 — tirant; 4 — eclisâ; 5 — cilindru hidraulic; 6 — arcuri volute; 7 — camă;S — clemă (cleşte) de blocare; 9 — limitator de cursă; 10 — pompă; 11 — su-papă; 12 — drosel de cale; 13 — supapă; 14 — distribuitor; 15 — electromagnet;

16 — filtru; 17 — rezervor de ulei.

Dispozitivul cu comandă hidraulică are schema cinematică şi de comandă din fig. 1.42. Forţa de strîngere a clemei este de cca. 13 000 daN, la o pre-siune în cilindru de 60 ... 130 daN/cm2 şi un debit de 40 1/min. Montarea pe boghiu se face în carcasă închisă (v. fig. 1.39).

Dispozitivul cu comandă manuală are schema de principiu din fig. 1.43. Fixarea la şină se efectuează în două etape: rotirea ansamblului cu tija de acţionare 7, fixată la bucşa de centrare 2, pentru a aduce saboţii zăvorului 3 din poziţia deszăvorît în poziţia zăvorit; strîngerea saboţilor pe şina 4 cu roata de mînă 5, care roteşte piuliţa 6, acţionînd astfel tija patrată 7, filetată la partea superioară. Cursa este de aproximativ 70 ... 80 mm şi este limitată de limitatoarele 8, 9. Montarea pe boghiu se vede în fig. 1.23, a.

6 6

S ZS 1 9 2 7 1

Fig. 1.43. Dispozitiv de blocare la şină cu comandă manuală.

1.4.6.2. Dispozitive de siguranţă contra slăbirii cablurilor

Aceste dispozitive (fig. 1.44) acţionare a braţului mobil, cu scc sionate (de exemplu, la aşezarea din greşeală a braţului pe stivă etc.), asigurînd astfel echilibrul maşinii prin închiderea triunghiu-lui de forţe în sistemul braţ-grindă catarg-troliu.

1.4.7. Echilibrare şi stabi-litate

Echilibrarea maşinilor are drept scop aducerea centrului de greutate al părţii rotitoare, teo-retic pe axa de rotaţie a acesteia. Deoarece această axă trece si

>

prin centrul de simetrie al pun-ctelor de sprijin ale şasiului, prin echilibrare se reduce la minim momentul de răsturnare al plat-

montează la palanele mecanismelor ,de de a menţine permanent cablurile ten-

i i i i : s 7 6

Fig. 1.44. Dispozitiv contra slăbirii cablurilor: a — schemă; 6 — montarea la palan.

7 — rolă; 2 — cutie cu balast; 3 — ghidaje; 4, 5 ~ pîrghii; 6 — articulaţie; 7 — came; 8 — limitatoare.

6 7

formei rotitoare şi se uniformizează apăsările pe punctele de sprijin ale şasiului.

Deoarece maşina trebuie echilibrată atît în sarcină cît şi în gol, aducerea centrului de greutate pe axa de rotaţie, pentru una din aceste situaţii, creează în mod implicit un moment de răsturnare relativ mare în cealaltă situaţie. Ca urmare, echilibrarea se efectuează de regulă pe principiul creării deliberate a două momente de răsturnare relativ mici, de sens opus şi egale, pentru si-tuaţia maşină în sarcină şi pentru situaţia maşină în gol.

Condiţia de egalitate a momentelor în sarcină şi în gol se scrie în ge-neral (fig. 1.45, a) sub forma

^FSlXSi + i ' XU — Z<G2iX2i — GgXg = GgXg + ZG 2ix 2i — XGltxu (1-112)

de unde rezultă masa contragreutăţii £ 0 5 * ' - j - x v XG^; ^ j 113)

xfl xg

Excentricităţile centrelor de greutate totale se determină cu relaţiile: în sarcină:

în gol

+ SG1Z- • Xtf — SGa; • x2j — Gg

+ 2G,j + SGoj + Ga

Xg - I " YlG^îXî

care devin, înlocuind în aceste relaţii expresia (1.113) 0,5 • xg- UFsi

"S,FSi(0,5xsi + xg) + (S Gl({xl( + xg) + ~ZG2i(x2iXg) 0,5 • xg • T,Fsţ • xsi

0,5 • 2 F s i x s i + SG^f^t + xg) + 2G2,-(i2j — xg)

(1.114)

(1.115)

(1.116)

(1.117)

Calculul general de echilibrare de mai sus se aplică la fiecare tip de maşină conform schemelor generale de echilibrare din fig. 1.45, b, c, d, în care poziţia centrelor de greutate ale fiecărui element se determină prin apli-carea teoremei momentelor statice.

Calculul de echilibrare se efectuează pentru poziţia orizontală a braţului maşinilor şi apoi se determină valorile e1 şi e2 pentru toate poziţiile carac-teristice. La maşina de stivuire şi cea de reluare: braţul în poziţiile extreme, maşina în gol şi în sarcină; la maşina de omogenizare: în sarcină cu braţul coborît şi în gol cu braţ orizontal, cu braţ coborît, cu braţ coborît şi grebla pe stivă. Se stabilesc astfel valorile ev e2 maxime care trebuie să fie evident cît mai mici, în general:

el7 e2 < 0,15 -Dr = 0,5 ... 0,8 [m], (1.118)

Stabilitatea la răsturnare a părţii rotitoare şi a întregii maşini se verifică ţinînd seama şi de sarcinile auxiliare, în principal forţele datorită vîntului

68

c : Fsi-G}+62+6

FvZc

'/ I Gj tGz +G

ZFc si n ••//.'o

Dr *1L

I VZV77-

IG} 'ZI G9 *2i

XQ

b

Fig. 1.45. Scheme de echilibrare: « — generală; b - pentru maşinile de stivuire; c - pentru maşini de reluare; d - pentru maşini de

omogenizare.

şi forţele de inerţie (acestea din urmă se pot neglija, datorită vitezelor de rotaţie mici).

Forţele datorită vîntului se determină adoptîndu-se presiunea vîntului: valoarea maximă permisă în funcţionarea maşinii pv2. = 25 daN/m2, la o viteză a vîntului de 20 m/s; valoarea maximă permisă în staţionarepvso — = 80 daN/m2, la o viteză a vîntului de 36 m/s, sau se poate calcula orienta-tiv în funcţie de viteza vîntului v [m/s]:

pv = (0,6 ... 0,65) • v2 [daN/m2]. (1.119)

Pentru verificarea stabilităţii în funcţionare a maşinilor, se ia în calcul valoarea pv25, iar forţa FV25 se consideră aplicată în centrul de greutate al secţiunii perpendiculare pe direcţia sa.

Pentru partea rotitoare (v. fig. 1.45, a), stabilitatea în sarcină se verifică prin condiţia de echilibru la axa I

SG„(*„ + 0,5Dr) + Gg(xg + 0,5Dr) - ZFnihu -

- ^Ff2ih2i - ZGU(#U - 0,5Dr) > 1,15ZFsi(xsi - 0,5Dr) (1.120)

iar stabilitatea proprie prin condiţia de echilibru la axa II

ZGv(xu + 0,5Dr) - HG2i(x2( - 0,5Dr) >

1,15 • [Gg{xg - 0,5Dr) + 2Fvlihlt + SF„ttAa]. (1.121)

O variantă a condiţiei (1.120), dacă nu se poate calcula forţa vîntului, este

XG2i(x2i + 0,5Dr) + Gg(xg + 0,5Dr) - ZGU(*U - 0,5Dr) >

> 1 , 4 2 ^ ( ^ - 0 , 5 ^ ) . (1 .122)

^ IF -

V2t O - i

i ^ \

fw \ f z

i

v i JL - •*-

xff

4

r xff

4

Fig. 1.46. Schemă pentru aprecierea stabilităţii maşinii.

Pentru întreaga maşină (fig. 1.46) stabilitatea în sarcină se verifică prin condiţia de echilibru la axa I

GJxm 0,5E) - ZFvlihu - ZFv2ih2i - ZFV3(h3i — - Y>Fvlihu > hFs(xsi - 0,5E), (1.123)

7 0

unde: Gm, xm sînt greutatea totală a maşinii, respectiv abcisa centrului de greutate; E — ecartamentul maşinii, iar stabilitatea proprie prin condiţia de echilibru la axa II

GJP,5E - xJ ^ 1,15[G2(x2 - 0,5£) + 2Fnihu + VFmxm], (1.124)

unde: Gx, G2 sînt greutăţile tuturor subansam-blelor maşinii situate la stînga (în interiorul poligonului de sprijin), respectiv la dreapta (în afara poligonului de sprijin) axei I I ; x:, x2 — abscisa centrelor de greutate respective.

1.5. Buncăre si a l imentatoare

1.5.1. Construcţia şi calculul relor

buncă-

i 1 _7k -

-II . ; 2Zfij !| ij ji —

Siv ><%;"'•" liîiŞÎî»™ r==pj;::; iii!;! -

-1 r ',,'.!,

-

1 .... 1 i_J 1

Buncărele utilizate în metalurgia extrac-tivă sînt realizate în soluţii constructive şi cu dimensiuni variate, în funcţie de capacitate, natura materialului, amplasament, condiţii particulare, etc. Profilul uzual este cel para-lelipipedic continuat cu trunchiuri de pira-midă asimetric (pentru evitarea blocării ma-terialului) sau cilindric cu zona inferioară tron-conică (buncăre autoportante pentru materiale cu granulaţie mică).

Buncărele se execută din beton armat, pentru capacităţi foarte mari, sau uzual, cu învelitoare metalică fie autoportantă, fie, mai frecvent, cu schelet de rezistenţă pentru pre-luarea eforturilor şi transmiterea lor la fun-daţie sau la planşeul de fixare (fig. 1.47). în-velitoarea este executată din panouri de tablă asamblate prin sudare şi este fixată prin cor-doane de sudură la traversele verticale şi orizontale ale construcţiei de sus-ţinere. Partea inferioară a învelitorii reazemă numai pe traverse orizontale care o rigidizează şi împiedică formarea săgeţii de încovoiere pe genera-toare.

Buncărele pentru materiale sfărâmicioase, care produc praf, se închid la partea superioară cu capace şi se racordează la instalaţii de desprăfuire.

Dimensiunile principale ale buncărelor (fig. 1.48, a) se stabilesc geometric, pe baza capacităţii necesare Gt[t] din care rezultă volumul total (<p„ 0,8)

Fig. 1.47. Construcţia metalică a buncărelor:

7 — învelitoare de tablă; 2 — traversă orizontală; —traversă verticală; 4 — cornier de colţ; 5 — aparat de reazem ;o — doză de măsurare; 7 — riglă ; 8 — stîlp.

[m3]. (1.125)

71

Pe baza relaţiilor de funcţionalitate [33] se stabilesc: — dimensiunile orificiului de evacuare (pentru a se preveni blocarea).;

pentru orificii patrate sau circulare

a = b > k[d + 80) tg <pt [mm], (1.126)

» 1 1

i * i i

H • ! CC \

A \ Fig. 1.48. Buncăre:

a — dimensionări; b — epurele presiunilor pe pereţi.

iar pentru orificii dreptunghiulare (a < b)

1 + * a > k(d + 80) tg 9, [mm], (1.127)

unde: d este dimensiunea maximă a particulei de material, in mm; k — coefi-cient experimental (k ca 2,5).

—unghiul de înclinare a pereţilor inferiori (pentru a se asigura curgerea continuă, fără blocări, a materialului)

a = 9, + (5 ... 10) [grd]; (1.128)

— celelalte dimensiuni:

A ca B; Ht ca (2 ... 3) A ; Ht c± (0,5 ..,0,7) Ht.. (1.129)

Calculul de rezistenţă al învelitorii se .efectuează la presiunile normale exercitate de material pe pereţi (fig. 1.48, b)

— pentru pereţi verticali:

fiv — kmh"Yv [daN/m2], (1.130)

— pentru pereţi înclinaţi:

p, = hyv (cos2 a + kn sin2 a) [daN/m2], (1.131)

unde: h este cota curentă a punctului considerat, în m; / 1 — sin J 1 + sin <ţ>

7 2

La buncărele cu schelet de rezistenţă (v. fig. 1.47) plăcile învelitorii sînt considerate încastrate pe toate laturile şi încărcate cu sarcină uniform distri-buită pe toată suprafaţa. Rezultă eforturile unitare maxime pe cele două direcţii [341:

unde: kh2 = blt 2ja1:2; s — grosimea plăcilor, pentru simplificarea executării învelitorii utilizîndu-se tablă de grosimea maximă rezultată din calcul.

Elementele scheletului de rezistenţă se dimensionează la următoarele solicitări:

— traversele orizontale din trunchiul de piramidă se pot considera încăr-cate uniform datorită presiunilor materialului şi rezemate simplu la capete în punctele de fixare, la corniere; traversele orizontale din partea paraleli-pipedică sînt solidarizate prin sudură cu traversele verticale, ceea ce face să fie considerate grinzi static nedeterminate cu încărcare uniformă datorită presiunilor materialului;

— traversele verticale preiau prin intermediul traverselor orizontale în-treaga greutate a construcţiei metalice, precum şi presiunile tangenţiale ale materialului; greutatea propriu-zisă a coloanei de material este susţinută de închizătorul buncărului; traversele verticale sînt solicitate la compresiune şi se verifică la flamaj;

— stîlpii se calculează la compresiunea datorită aceloraşi forţe menţio-nate şi se verifică la flambaj.

Buncărele autoportante (de exemplu cele cilindrice) se calculează la pre-siunile normale ca recipient cu pereţi subţiri, verificîndu-se efortul unitar inelar. Ele se execută din virole de tablă asamblate prin sudare, tabla vira-lelor avînd grosimea maximă rezultată din calcul (la buncărele mici) sau gro-simi diferite (la buncărele mari).

Pentru evitarea „agăţării" materialelor pe pereţii înclinaţi ai buncărelor, datorită forţelor de frecare generate de presiunile normale, este necesar ca presiunea tangenţială care se opune frecării (v. fig. 1.48, b)

o.QMfr,.<6f.a(l + 2k\_2 —Ăfi2) (1.132) ^ °an

(1.132)

Pt — — km) sin a cos a,

să aibă o valoare suficient de mare, exprimată prin condiţia

(1.133)

= maxim, (1.134) pi cos2 a + km sin2 a

din care rezultă

(1.135)

7 3

Pentru calculul închizătoarelor şi alimentatoarelor, presiunea materia-lului în secţiunea orificiului de evacuare al buncărului se stabileşte cu relaţia:

A = [daN/m2], (1.136)

unde: cm este coeficient experimental, funcţie de natura materialului [cm — = 0,6 ... 0,8); Rh — raza hidraulică a secţiunii orificiului de evacuare (aria/pe-rimetru), în m.

Elemente de detaliu privind calculul buncărelor sînt date în lucrările [33, 35],

1.5.2. Alimentatoare

Alimentatoarele au rol de închidere a orificiului de evacuare al buncărelor şi de dozare volumetrică, uneori gravimetrică, a materialelor din acestea, în metalurgia extractivă se uzilizează o gamă largă de alimentatoare, dintre care în prezent se folosesc în special tipurile vibrator, cu transportor cu bandă şi cu transportor cu plăci. La unele instalaţii, alimentatoarele vibratoare realizează şi o clasare granulometrică a materialului, fiind realizate în varianta alimentatoare-ciururi vibratoare. Alimentatoarele cu tambur şi alimentatoa-rele-ciururi cu discuri specifice instalaţiilor de colectare şi dozare a încărcă-turii cu vagoane-cîntar, sînt prezentate în capitolul 3 (v. paragraful 3).

1.5.2.1. Alimentatorul vibrator

Alimentatorul vibrator se realizează în variantele cu electrovibrator (montaj suspendat, fig. 1.49) şi cu vibrator electromecanic inerţial [mon-taj-suspendat sau pe suport, trei tipuri constructive de bază, (fig. 1.50)]. Se caracterizează prin construcţie şi acţionare simplă, putere instalată mică greutate redusă, funcţionare silenţioasă, debit uniform de material [36],

Debitul alimentatorului este exprimat din relaţia generală (Ku ca 0,7)

Qv = KuAfi 3 600 [m3/hj, (1.137)

unde: Af — aria secţiunii orificiului de evacuare al buncărului, în m2 ; v — vi-teza de avans a materialului pe jgheabul alimentatorului, în m/s, şi este reglabil prin varierea secţiunii orificiului de evacuare, prevăzut cu un închizător, uzual cu registru.

Pentru calcule orientative, viteza de avans se adoptă în limitele 0,8 ... ... 1,5 m/s, fiind evident funcţie de frecvenţa şi amplitudinea de vibrare. Practic, valoarea debitului depinde de tipul si constructia alimentatorului (tabelul 1.13).

7 4

Fig. 1.49. Alimentator electro-vibrator: electro-vibratorului; 2,3 — electro-vibratorul; 4 — arcuri; 5 — jgheab; 6 —arcuri de suspendare; 7 —ochi de reglare.

Tabelul 1.13

Caracteristicile alimentatoarelor vibratoare electromecanice

Tipul Forma Dimensiuni, mm

Tipul Forma Tipul A B C D E F G H L M N

EVA 45/12 N A 450 1200 550 576 1350 375 325 1030 180 640 395 EVA 60/12 N A 600 1200 600 766 1375 390 325 1045 200 600 390 EVA 80/25 N A 800 2500 900 1008 2700 530 455 2275 280 1680 550 EVA 125/25 N A 1250 2500 1020 1522 2750 565 455 2315 320 1680 550 EVA 60/20 P B 600 2000 870 770 2200 505 375 1815 240 1300 445 EVA 80/25 P B 800 2500 1050 1010 2750 530 455 2275 280 1680 550 EVA 100/15 P A 1000 1500 950 1280 1850 520 375 1365 260 850 445 EVA 125/25 P B 1250 2500 1120 1530 2760 615 455 2315 320 1590 550 EVA 125/40 P C 1250 4000 1210 1530 4250 650 1050 2200 360 2575 675 EVA 150/40 P C 1500 4000 1380 1780 4280 665 1050 2700 380 2700 675 EVA 150/60 P C 1500 6000 1400 1780 4290 680 1100 3400 450 3200 1400

Fig. 1.50. Alimentator vibrator electromecanic: A — clasic, cu elemente montate frontal; B — cu elemente montate lateral, verticale; C — cu elemente montate lateral, orizontale; 1 — cadru; 2 — arcuri; 3 — element perturbator; 4 — elemente de suspendare elastică.

Vibratorul electromecanic inerţial se dimensionează din condiţia de reali-zare a forţei de inerţie Fc corespunzătoare amplitudinii de oscilare necesare (fig. 1.50)'

Fc = G0r0^ = 4Kra [daN], (1.38)

unde: G0 este masa excentrică inerţială, in kg; n — viteza de rotaţie a masei, în rot/min; Kr — rigiditatea arcurilor, în daN/mm;

Hcrnfaj pe suport

Forma

Mcnfoj suspenda/

76

relaţie din care se corelează valorile G0, r0 şi Kn pentru a = 2 ... 4 mm şi viteza de rotaţie minimă determinată cu una din relaţiile empirice [37]:

(30 ...75) 2 cos a n„

Ec = 2'

cu viteza maximă 2 g

~ ~ ia an vmax vmed ~ ^ ~ — Z~Z 60 7,3

(1.140)

; i . i4 i )

18 000 4

J* [rot/min], (1.139)

Puterea de acţionare are două com-ponente: puterea necesară pentru învin-gerea frecării în lagărele maselor ex-centrice inerţiale (v. fig. 1.51) şi cea necesară imprimării energiei cinetice

Fig. 1.51. Schema de calcul a alimentatoa-relor vibratoare:

1 — disc; 2 — masă perturbatoare; 3 — ax; 4 — rama ciurului; 5 — arcuri.

rezultînd

[(0,5 Fc]j.ad

975 Ev

60 x 102 [kw], (1.142)

unde: y.a este coeficientul de frecare în lagărele maselor excentrice inerţiale iar G — greutatea a l i m e n t a t o r u l u i (cadrului) şi m a t e r i a l u l u i , în daN.

Vibratoarele electromagnetice lucrează la o frecvenţă de 3 000 ... 3 500 vibraţii min şi amplitudinea 2 ... 4 mm.

1.5.2.2. Alimentatoare cu transportor cu bandă

Alimentatoarele cu transportor cu bandă se utilizează ca dozatoare volu-metrice (debitul se calculează ca pentru transportoarele cu bandă [3, 4, 5] sau, modern, gravimetrice, care permit determinarea debitului masic instan-taneu

Qm=qv 3,6 [t/h], (1.143)

unde: q este încărcarea instantanee a benzii, în kg/m; v — viteza instan-tanee a benzii, în m/s, şi, la cele prevăzute cu integratoare mecanice sau electrice, a consumului intr-o perioadă de timp t

(1.144) Q = ^qvdt [t].

Construcţia unui dozator gravimetric este prezentată în fig. 1.52. Debitul este reglabil prin varierea vitezei de rotaţie a motorului de curent continuu. Dispozitivul electromecanic sau electronic primeşte valoarea q de la rola de cîntărire, valoarea v de la tamburul motor, prin transmisie şi stabileşte va-

7 7

4 1 5 2 3

ŢT | 1 j" ; ;; ii ; I—r — ^ :: f—<--—nr --•oi,,

y jTnjLi i

1 —1—

]n±=z r Trpjrjilrjirjirjir| f

1

1 1 i l l 1

t 1 |

"i : r ţ r

i [ 1 =

J l 1 ; j rr = 1 1 1 i

l i 1 1 1 1

! i

i-

| 1, ii II t 4

! 1 I r *

JljjLjJLjj U

l i 1 1 1 1

! i

i-

| 1, ii II t 4

Fig. 1.52. Dozator gravimetric cu bandă: 7 — pâlnie de alimentare; 2 — bandă; 3 — tambur; 4 — mecanism de acţionare ai benzii; 5 — sistem de cîntărire.

loarea debitului. Buncărul este prevăzut cu închizător tip registru şi vibra-toare exterioare, pentru a se preveni agăţările de material. Caracteristicile unor astfel de dozatoare sînt date în tabelul 1.14

Tabelul 1.14 Caracteristicile dozatorului gravimetric cu bandă


Debit t/h 20...200 încărcare manuală kg 180 Domeniu de cîntărire kg 0...240 Viteza benzii mm/s 185 Timp de cîntărire s 3,24 Lăţimea benzii mm 1600

7 8

Aceste tipuri de dozatoare sînt utilizate în special pentru materiale cu granulaţie mică. Ele pot fi montate în instalaţii de dozare şi colectoare pe transportoare cu bandă dotate cu cîntare în flux.

1.5.2.3. Alimentatoare cu transportor cu plăci

Aceste tipuri de alimentatoare sînt utilizate pentru dozarea volumetrică a materialelor în bucăţi de dimensiuni mari şi abrazive. Se construiesc în variantă normală şi grea (fig. 1.53), cu caracteristicile generale din ^be-lul 1.15.

Secţiunea A-A

Fig. 1.53. Alimentator cu transportor cu plăci: 1 — cadru ; 2 — roţi de susţinere inferioare; 3 — 1 anţ transportor cu piăci; i — role superioare de susţinere; 5 —• cutie

de viteze; 6 — reductor; 7 — motor.

Debitul se apreciază cu relaţia (9,, ~ 0,8)

Q,= Bhv 9„3,6 [m3/h], (1.145)

unde: B este lăţimea plăcii, în m; h— înălţimea plăcilor laterale, în m; v — viteza transportorului, în m/s;

7 9

Tabelul 1.13

Caracteristicile alimentatoarelor cu plăci

Tipul alimentatorului 1 500 X 1 800 X 1 800 x 1 800 x 2 400 x 2 400 X 2 400 x

Tipul alimentatorului 4 000 6 000 10 000 12 000 8 000 10 000 12 000

Lăţimea lanţului cu plăci, în mm 1 500 1 800 1 800 1 800 2 400 2 400 2 400 Distanţa dintre axele roţilor de lanţ, motoa-re şi de întindere, în mm 4 000 6 000 10 000 12 000 8 000 10 000 12 000 Viteza lanţului cu 0,025— 0,025— 0,025— 0,025— 0,025— 0,025— plăci în m/s 0,05 0,075 0,075 0,075 0,075 0,075 0,075 Productivitate, în t/h 80—240 150— 150— 150— 250— 250— 250— Productivitate, în t/h

450 450 450 750 750 750 Putere de antrenare, în kW 11 22 33 33 33 33 33

Fig. 1.54. Alimentator-ciur electrovibrator: 7 — jgheabul alimentatorului cu ciur; 2 — acţionare cu electrovibrator; 3 — arcuri; 4 - arcuri desusţinere;

5 — conductă de aer comprimat; 6 — bobinele electromagnetului; 7 — miez; 8 — buncăr.

8 0

Alimentatorul se dimensionează ca un transportor cu plăci [33, 38], ţinînd seama şi de presiunea materialului din buncăr in secţiunea orif iciului de evacuare.

Montarea la buncăre se realizează în poziţie orizontală sau înclinată la 10... 15° (în special alimentatoarele cu lungimea peste 5 000 ... 6 000 mm).

1.5.2.4. Alimentaîoare-ciururi vibratoare Variantele constructive sînt asemănătoare cu cele ale alimentatoarelor

vibratoare: cu dispozitiv de vibrare electromagnetic (fig. 1.54) sau electro-mecanic (tipurile uzuale din fig. 1.55) [36],

3

Fig. 1.55. Alimentatoare-ciururi vibratoare electromecanice: a — tip M, clasice; b — tip special EV şi VDR ;

7 — cadru; 2 — arcuri; 3 — site; 4 — element vibrator electromecanic.

8 1

Calculul de dimensionare se efectuează conform paragrafului 1.5.2.1, iar debitul este exprimat de relaţia de tipul (1.137), efectată de coeficienţii empirici. Stabilirea exactă a debitului real se afectuează experimental şi se determină din diagrame de tipul exemplificat în fig. 1.56.

Caracteristicile generale ale alimentatoarelor-ciururi sînt date în tabelul î. 16.

0 10 20 .30 40 50 00 70 SO 30 100 710 120

0 10 ZO 30 40 SO SO 70 SO 30 100 110 120 >30 >40 ISO ISO170

5 20 40 SO >00 120 140 160 130 200 220 24U 2S0

0 SO 100 150 200 250 300 350 WO 0 SO 100 ISO 200 250 300 350 400 4S0 500 550 S00

• £ penfru M20

•0 —m3/h penfru M 30

Q — m'3/h penfru M50

Q m3/h penfru M80

• Q m3/h penfru M100

Fig . 1.56. Nomogramă de calcul a deb i tu lu i real al a l imenta toru lu i -c iu r v ib ra-to r electro-mecanic

Caracteristicile c iu rur i lo r

Tabelul 1.16

Fig. 1.55, a

Tip M Turaţie rot/min

Dimensiuni, mm Fig.

1.55, a Tip M Turaţie rot/min

A B C G H L Putere, C.P.

M 20 1 0 7 5 — 1 600 2 500 1 020 1 685 735 1 510 3 045 4,0 M 30 1 075—1 300 3 000 1 260 1 985 885 1 810 3 665 5,5 M 50 1 075—1 200 3 500 1 530 2 350 1 045 2 170 4 310 5,5 M 80 850—1050 4 200 1 900 2 795 1 880 2 660 4 870 10,0 M 100 7 5 0 — 9 0 0 5 000 2 400 3 420 1 320 3 310 5 840 10,0

8 2

Tabelul 1.16 continuare-

Fig. Tip EV, 1.55, b VDR Număr de site A

B C

D Putere CP Fig. Tip EV,

1.55, b VDR Număr de site A mini-mum

maxi-mum

mini-mum

maxi-mum

D Putere CP

EV 20 1 620 1 500 3 000 1 050 1 150 950 1—3 EV 30 820 2 000 3 500 1 150 1 300 1 300 2—3 EV 50 1 1 020 2 500 4 000 1 250 1 400 1 650 3—6 VDR 30 1 800 3 000 7 000 1 150 1 300 1 300 6—12 VDR 50 1 1 260 3 000 7 000 1 100 1 350 1 900 12—15 VDR 80 1 1 900 4 000 7 000 1 350 1 550 2 450 20—40 VDR 100 1 2 400 4 500 7 000 1 400 1 800 2 800 40—60 VDR 30 2 820 3 000 7 000 1 250 1 350 1 300 5—7,5 VDR S0 2 1 530 4 000 6 000 1 400 1 550 2 000 12,5—14

Bibliografie la capitolul 1

1. Dunkerque, Usinor, în : Sofrosid information, nr. 13, 1969. 2. Jackquement, E., Savage, IV. Instalation de manutention et de preparation des charges a

a Sidmar Sofresid Information, nr. 14, 1968. 3. M. O. Rîbkin, ş.a. Transport na metallurghiceskih zavodah. Moscova, Metallurghia, 1965. 4. Segal, H. Maşini de ridicat şi transportat. Bucureşti, Editura tehnică, 1962. 5. Spivaccvschi, A. O. Transportiruiuşcie maşini. Moscova, Metallurghizdat, 1963. 6. Kurth, F. Pajer, G. H. H. v. der Obe, Unstetigforderer, Berlin, V E B Verlag Technik, 1968. 7. * * * Consideraţii comparative privind metodele de calcul al puterii motoare pentru trans-

portoare cu bandă. î n : Forden und Heben, nr. 8, 1966, p. 655 — 663. 8. Plavinski, V. I. Maşini de transport continui. Moscova, Maşinostroenie, 1969. 9. Mcrgacev, V. L. Maşini de ridicat şi transportat. Moscova. Maşinostroenie, 1964.

10. * * * Proiect de execuţie pentru transportoare cu bandă de cauciuc cu inserţii textile. Elemente tip, Bucureşti IPROMET, 1965.

11. * * * Sidmar, un acte de foi dans la Siderurgie, Usines et Industries, nr. 18—19, 1967. 12. Kurth, F. Pajer, G. Griindlafen der Fordertechnik. Berlin, V E B Verlag Technik, 1968. 13. Gruzincv, B. V. Mehaniceskoe oborudovanie domennîh ţehov Moscova, Maşghiz, 1954. 14. Ziuzin, B. I. Mehaniceskoe i podeomno-transportnoe oborudovanie demennîh ţehov. Mos-

cova, Metallurghizdat, 1962. 55. Scirenho, N. S. Mehanicoskoe oborudovanie domennîh tehov Moscova Metallurghizdat,

1962. 16. Lubricii, IV. S. W. Sistematik der Anlagen Komponenten, In : Forden und Heben, 23 (1973),.

nr. 14, p. 7 6 3 - 7 6 6 17. * * * Documentaţie culbutor sovietic VRS-2. Bucureşti, IPROMET, 1968. 18. * * * Documentaţie culbutor românesc. Bucureşti, IPROMET, 1967. 19. Oprescu, I. Cu privire la calculul culbutcarelor rotative (nepublicat), 1973. 20. Mironov, A. F. ş.a. Issledovanie energosilovih parametrov rotormostaţionarnovo vagono-

oprokidivateliâ VRS-2. în : Koks i Himiia, nr. 11, 1972, p. 4 2 - 4 6 . ' 21. * * * Documentaţie maşină de stivuire RDG, V E B Forderanlagenbau-Kothen, Bucureşti,.

IPROMET 1969. 22. * * * Documentaţie maşină de stivuire românească Bucureşti, IPROMET, 1970. 23. * * * Documentaţie maşină de reluare cu rotor cu cupe RDG, V E B Forderanlagebau-

Kothen Bucureşti, IPROMET, 1967.

8 3

24. * * * Documentaţie maşină de reluare cu rotor cu cupe românească. Bucureşti, IPRGMET, 1973.

25. Drazny, J. Dostal, K. Neue typen tschechoslowakisher Schaufelradbogger und auflader. în: Die Schwerinindustrie der Tsehechoslovakei, nr. 2, 1968.

26.* * * Documentaţia firmei Fives-Lille-Cail. Bucureşti, IPROMET, 1970. 27. * * * Documentaţie la maşină cu rotor cu cupe românescă. Bucureşti IPROMET, 1970. 28. Fischer, A. în: Forden und Heben, nr. 14, 23 (1973). 29. Aii Khosravi, A. Zur Theorie des Schaufelrades. în: Forden und Heben, nr. 14,23 (1973). 30. Manea, Gh. Organe de maşini. Bucureşti, Editura tehnică, 1970. 31. Rabincvici, I. Rulmenţi. Bucureşti, Editura tehnică, 1973. 32. * * * Kugel-Drehverbindungen, Rothe Erde, Dortmund, 1970. 33. Oprescu, I. Utilajul şi proiectarea sectoarelor metalurgice. Bucureşti, Editura didactică

şi pedagogică, 1968. 34. * * * Manualul inginerului mecanic. Bucureşti, Editura tehnică, 1973. 35. Axencv, P. N. Oborudovanie liteinîh ţehov, Maşinostroienie, Moscova, 1968. 36. * * * Prospect Venanzetti Vibrazioni,' S.p.a., Milano. Bucureşti,-IPROMET, 1970. 37. Seirenco, N. S. Mehanicescoe oborudovanie domennîhtehov Moscova, Metallurghizdat,

1962. 38. Spravccinic. Oborudovanie dlia proizvodstva stroitelinih materialov Moscova, Maşghiz,

1959.

Capitolul 2. U T I L A J E L E I N S T A L A Ţ I I L O R DE A G L O M E -RARE , P E L E T Î Z A R E Şl P R Ă J I R E A M I N E R E U R I L O R

2.1. Soluţii tehnice ale instalaţiilor de aglomerare

Soluţiile moderne sînt marcate în primul rînd de tendinţa de trecere la. instalaţii din ce în ce mai mari, de la maşinile cu suprafaţa maximă de 90 m2, lăţimea cărucioarelor 2 500 mm şi producţii de 2 000...2 500 t/24 ore, existente acum 15 — 20 ani, la maşinile cele mai uzuale în prezent cu suprafaţa 150 .., 200 m2, lăţimea cărucioarelor 3 000 ... 3 500 mm şi producţii de 4 000 ... 6 000 t/24 ore şi chiar la maşini cu suprafaţa de 300 ... 700 m2 şi lăţimea cărucioarelor 4 000 ... 5 000 mm [32 ... 39]. Această tendinţă este dictată în primul rînd de scăderea investiţiilor necesare odată cu creşterea suprafeţei maşinilor precum şi a consumurilor energetice specifice şi a cheltuielilor de exploatare [32,33],

Variantele constructive folosite pînă în ultimul timp se caracterizează prin realizarea pe verticală (în turn) a fluxului tehnologic dintre amestecarea primară şi maşina de aglomerare. în aceste soluţii, utilajele instalaţiilor de aglomerare sînt uzual structurate pe subansamblurile principale din fig. 2.1 [5, 6, 7],

Amplasarea utilajelor este pusă în evidenţă de secţiunea longitudinală, prin corpul principal din fig. 2.2.

Tendinţele moderne în construcţia instalaţiilor de aglomerare se dezvoltă pe linia micşorării înălţimii corpului principal, prin amplasarea la sol a utilaje-lor de amestecare secundară [8] şi a simplificării prin combinarea cu amestecă-toare primare a lanţului de utilaje, prin trecerea la maşini de aglomerare care includ în lungimea lor o zonă corespunzătoare răcirii aglomeratului [32,36,38]. Aceste soluţii conduc la suprafeţe şi investiţii mai mici ca urmare a compacti-zării utilajelor, simplificării fluxului tehnologic şi necesităţii unor construcţii de înălţime mică.

In ceea ce priveşte tipurile de utilaje, se pot semnala următoarele tendinţe principale:

— buncărele de materii prime: trecerea la buncăre de mare capacitate de formă cilindrică cu parte inferioară tronconică, cu coeficient de umplere mai. bun, în construcţie autoportantă (v. capitolul, 1, paragraful 1.5);

— introducerea de dispozitive de cîntărire pentru dozarea gravimetrică exactă a încărcăturii şi cîntărirea în flux a materiilor prime şi produselor, în vederea conducerii mai precise a instalaţiei; ele sînt realizate sub formă de cîntare pe bandă, alimentatoare gravimetrice la buncăre şi cîntare de buncăre,.

8 5

la care s-a mărit precizia de cîntărire (±0,5... 1,0%) prin trecerea de la tipurile mecanice clasice, la tipurile tensometrice (v. cap. 1, paragraful 1.5);

— amestecătoarele de încărcătură sînt în general de tip tambur, cilindrice sau mai rar cilindro-conice, cu sau fără spire periferice sau arbori elicoidali de amestecare suplimentară, remarcîndu-se trecerea spre dimensiuni din ce

Fig. 2.1. Subansamblurile instalaţiei de aglomerare şi amplasarea acestora: i — formarea încărcăturii (dozare şi amestecare primară); II — aglomerare (corpul principal); III — răcire şi

sortare la rece; IV — desprăfuirea gazelor; 7 — buncăre; 2 — buncăre de retur; 3 — amestecătoare primare; 4 — amestecătoare secundare; 5 — utilaje de alimentare a încărcăturii pe maşini; 6 — idem, a patului; 7 — maşini de aglomerare; 8 — utilaje de clasare granulometrică la cald; 9 — răcitoare; 10 — utilaje de clasare granulometricâ la rece; 11 — staţie de expediţie;

12 — electrof iltre; 13 — exhaustoare; 14 — coş.

în ce mai mari, corespunzătoare instalaţiilor moderne cu suprafaţă de aglo-merare mare şi îmbunătăţirea soluţiilor de acţionare, în special în scopul re-ducerii zgomotului şi vibraţiilor;

— dispozitivele de alimentare a încărcăturii pe maşina de aglomerare au evoluat constructiv şi funcţional în scopul asigurării unui debit uniform şi reglabil şi al realizării unei distribuţii cît mai uniforme a încărcăturii pe lăţi-mile mari, pînă la 5 000 mm, ale maşinilor moderne;

— răcitoarele de aglomerat: s-a renunţat la tipul cu tambur, utilizabil la instalaţiile mici, s-au perfecţionat constructiv şi s-au mărit dimensiunile răci-toarelor rotitoare (pînă la diametre de 30 ... 35 m) şi s-au introdus răcitoa-rele liniare cu plăci sau cu cărucioare, cu lungimi pînă la 60 ... 90 m; deoarece răcitoarele circulare moderne şi cele liniare prezintă ambele avantaje şi dezavantaje de amplasare şi exploatare, necesită investiţii similare şi au

8 6

Fig. 2.2. Secţiune longitudinală prin corpul principal al instalaţiei de aglomerare:

7 ~ d ^ S r t f ! d e 5 a l i ? ™«tapC c u J ! n c ! r c â ' u r ă ! 2 - b u n c â r tampon; 3 - amestecător secundar; 4 - alimentator oscilant; 5 - buncăr de încărcătură • 6 - buncăr de nat • L M t ™ S ? t a r ă ; 5 - dozator de pat; 9 - maşină de aglomerare; 10 - concasor; 77 - ciur vibrator; 12 - transportoryibtaTorŢ 13- VădtM X a e W rare, 14 - transportoare c« p U o pentru măruntul cald; 15 - conducta colectoare de gaze; 16 - camere de praf; 77 - transportor cu răzurtoare p e n U c o r e l t a r i

prafului, . . .

caracteristici de exploatare asemănătoare (tabelul 2.1), ele se utilizează în aceeaşi măsură [34, 35],

Tabelul 2.1 Caracteristicile comparative ale tipurilor de răcitoare

Tipul

Caracteristici Unităţi de măsură liniar circular circular cu

celule

Producţie t/24h 1 600... 1 700

1 400... 1 5000

2 500... 9 000

Lungime (diametru) mm 48 000 15 000... 32 000

—

Lăţime mm 3 500 3 500 —

Durata de răcire min 20...50 20...60 60

Consum specific de energie electrică

kWh t de aglomerat

1,5...2,0 1,5...2,0 1,5...2,0

Debit de aer insuflat (aspirat)

Nm3/h 4 000— 5 000

1 000— 1 500

1 000

— subansamblul de sortare (concasare şi ciuruire) la cald şi rece a aglo-meratului se realizează în special cu concasoare cu colţi (la cald) şi cu cilindri (la rece) şi ciururi vibratoare (v. cap. 1, paragraful 1.5), cu o treaptă de ciuruire (0 ... 6 mm; > 6 mm) la cald şi trei trepte de ciuruire (0 ... 8 mm; 8 ...12 (15) mm; 12(15) ... 22(25) mm; >22(25) mm la rece [3];

— pentru desprăfuirea gazelor şi desprăfuirile locale, inclusiv a atmosferei halei, s-a renunţat la bateriile de cicloane generalizîndu-se practic filtrele elec-trice cu indicatori de exploatare mai buni (tabel 2.2); s-au perfecţionat des-

Tabelul 2.2 Caracteristici comparative ale instalaţiilor de desprăfuire

Caracteristica Unităţi de măsură T i p u l

Caracteristica Unităţi de măsură „ cicloane filtre electrice

Debit de gaz m3/h kWh

t aglomerat mm H 2 0 mg/Nm3

70 000 ... 1 400 000

Consum specific de energie electrică

Depresiune necesară Conţinut de praf în gazul epurat

m3/h kWh

t aglomerat mm H 2 0 mg/Nm3

1,6

100 300...600

1,1

200 100...150

8 8

So

prăfuirile locale [5] în special la capul de evacuare a aglomeratului de pe maşinile de aglomerare.

Proiectarea generală a instalaţiei se face pe baza debitului de aglomerat bun necesar furnalelor Gab [t/h] şi a bilanţului de materiale din fig. 2.3.

Din bilanţul aglomeratului total

Gat = Gab + Gp + Grc + Grr [t/h], (2.1)

rezultă debitele de aglomerat total, material pentru pat, aglomerat mărunt de retur cald şi rece, în funcţie de de-bitul de aglomerat bun necesar:

J

{ k-^+Gc+Gt+Gr

rfZ-\Amestecprimar |

Gat = Gab{l +p + f); Gv = pGab;

Grc = Gab- Grr = r( 1 - rj Gab [t/h].

(2.2 ... 2.5)

Debitul de încărcătură necesară

hz yfcW/,,. ^mestec secundari

este:

G, Gat [t/h], (2.6) (1 - C) V) „

unde: C este conţinutul total de com-bustibil al încărcăturii;

rja — randamentul aglomerării (pier-deri prin reacţii chimice, aderenţe mecanice, praf);

din care rezultă pierderile totale în procesul de aglomerare:

Gf = G{(1 — C) (1 — 7)J [t/h]. (2.7)

| Gr'Grc+Bn + Gfr

Fig. 2.3. Bilanţul de materiale al instala-ţiei de aglomerare.

Exprimarea cantitativă a acestui bilanţ este funcţie de tipul instalaţiei, parametrii procesului de aglomerare şi alţi factori particulari. Orientativ, pentru aglomerarea minereurilor de fier, analiza statistică a instalaţiilor [1, 10, 11, 12] conduce la următoarele valori medii: r = 0,45... 0,65; r1 = 0,6 ... 0,8; p = 0,1 ... 0,2; 7]0 = 0,93 ... 0,96. Recuperarea pierderilor Gf se realizează în proporţie de 1,5 ... 2,5% (praf şi aderenţe mecanice), iar adaosurile de apă Ghi + Gh2 însumează în medie 5 ... 8% din greutatea încărcăturii Gt, în funcţie de umiditatea iniţială a materiilor prime, din care cca. 50 ... 60% la amestecarea primară. Conţinutul de combustibil al încărcăturii C este funcţie de natura acesteia (în special de conţinutul de sulf).

Debitele de materii prime care se alimentează în instalaţie sînt:

= kGt [t/h], (2.8)

0,06 ... 0,13; k = 0,03 ...0,05.

Gm = mGt; Gc = cGt; Gf

relaţii în care, orientativ: m — 0,45 ... 0,55; c

8 9

Pe baza acestui bilanţ se stabilesc capacităţile utilajelor tehnologice şi de transfer, avîndu-se în vedere următoarele: durata tampon de depozitare este în general de 15...20 ore; liniile de transfer al aglomeratului mărunt de retur se cal-culează pentru cazul creşterii accidentale a debitului de mărunt la v — 0,8... 1,0.

în tabelele 2.3—2.5 se prezintă date orientative pentru alegerea capaci-tăţii utilajelor instalaţiilor de aglomerare.

Tabelul 2.S

Date orientative pentru alegerea capacităţii buncărelor de încărcătură

Maşina de aglomerare Capacitatea buncărelor de

Suprafaţa activă

m8

Producţie t/24 h minereu calcar cocs mărunt

75 1 500 4 x 2 0 0 t 1 x 2 0 0 t 1 x 2 0 0 t 1x200 t 100 2 000 4 x 3 0 0 t 1 X200 t 1 x 2 0 0 t 1 x200 t 120 2 500 4 x 300 t 1 x 200 t 1 x 2 0 0 t 1 x 300 t 140 3 500 3 x 500 t 1 x 300 t — I X 150 t cald

1 X 150 t rece 160 4 000 3 x 500 t 1 x 300 t 2 x 2 0 0 t 1 x 2 0 0 t 162 4 000 4 x 4 0 0 t 1 x 300 t 2 x 2 0 0 t 1 x 200 t 2 x 168 8 000 7 x 4 3 3 m3 1x433 m3 2 x 4 3 3 m3 1 x 3 3 2 ms

10x350 m3 2 x 3 5 0 m 4 x 3 5 0 2 x 2 5 0 mâ

175 4 000 3 x 2 5 0 m3 1 x250 m3 1 x 2 5 0 m3 1 x 2 5 0 m3

300 10 000 3 x 3 0 0 m2 1 X 3 0 0 m3 2 x 3 0 0 m3 1 X 320 m3

4 0 0 13 000 6 x 5 7 0 m3 2 x 5 7 0 m2 2 x 5 7 0 m3 2 x 5 7 0 m3

Tabelul 2.4

Date orientative pentru alegerea dimensiunilor tobelor de amestec

Maşina de aglomerare Tobă de amestec primar Tobă de amestec secundar

Suprafaţă Producţie Diametru Lungime Diametru Lungime m8 t/24 h mm mm mm mm

50 1000 2 000...2 800 4 000...5 000 2 000...2 800 4 000...5 000 75 1500 2800 6000 2800 6000 95*) 2300 4250 2300 4250

100 2000 2800 7500 3400 11000 120 2500 2800 7500 3400 11000 140 3500 cilindru-conic fără arbore 2 granulatoare cu taler &

cu palete 5400 156 4000 2 800 75000 3500 10000 160 4000 cilindru cu arbore cu

palete 3500 10000 162 4000 3500 11000 3500 11000 168 4000 3000 10000 3500 12000 175 4000 3500 8500 3500 8500 300 7000 4000 21000 — —

400 13000 4400 23500 — —

*) Aglomerarea concentratelor plumbo-zincoase

9 0

Tabelul 1.13

Date orientative pentru alegerea suprafeţelor răcitoarelor

Maşina de aglomerare Suprafaţa răcitorului m2

Diametrul Diametrul Suprafaţa activă

m2 Producţie

t/24 h circulară liniar răcitorului inelar

m

42 800... 1 000 54 6 0 1 200...1 500 72...94 79 —

64 1 700 72 — —

65 2 000 92 93 —

75 2 000...2 500 94...113 — —

90 2 000...2 500 114 112...122 13,2 100 2 500...3 000 134... 162 124 —

120 3 000...3 500 134...184 123 18,6 130 3 000 200 - — 18,6 132 3 400 — — 18,0 140 3 500 170 — —

Î50 4 000 200 — —

156 4 200 — 1 8 0 —

168 4 000...4 500 — — 18,6 175 4 000 — 186 —

176 5 000 — 220 —

180 4 500 200 — 16,6 182 5 000 — 200 —

196 4 500...5 000 — — 16,6...21,3 208 6 000 — 260 —

225 7 000 ... 8 000 313 — 27,5 300 10 000 — 1 8 0 —

400 13 000 — — 27,5

2.2. Construcţia maşinilor de aglomerare

2.2.1. Soluţia constructivă generală

în prezent, practic s-a renunţat la maşinile circulare rotitoare, atît în side-rurgie, cît şi în metalurgia neferoasă, generalizîndu-se tipul liniar cu cărucioare. O succintă comparaţie între aceste două tipuri constructive justifică această opţiune prin prisma dezavantajelor maşinilor rotitoare; producţie specifică mai mică; producţie absolută limitată, datorită creşterii excesive a diametrului şi descărcării greoaie a aglomeratului; construcţia greoaie cu întreţinere dificilă la diametre mari; putere specifică de acţionare mai mare etc. Elemente de construcţie şi calcul al acestor maşini se dau în lucrările [6, 13],

Tipul general de maşină cu cărucioare este cel cu aspir ar ea gazelor prin .stratul de încărcătură de sus în jos (fig. 2.4, a) [3, 5]; el este utilizat pentru aglo-merarea minereurilor de fier şi a celor neferoase oxidice. Pentru aglomerarea minereurilor neferoase sulfidice, în scopul creşterii concentraţiei de S0 2 în gaze la 5 ... 6%, în vederea utilizării acestora la fabricarea acidului sulfuric,

9 1

se utilizează tipul de maşină cu suflarea aerului prin stratul de încărcătură de jos în sus şi recircutarea gazelor (fig. 2.4, b) [13, 14]; această soluţie, mai compli-cată constructiv, pe lingă îmbogăţirea gazelor recirculate în S0 2 prezintă avantaje de exploatare şi are o producţie specifică mai mare decît precedenta.

încărcătura

b Fig. 2.4. Schemele de principiu ale maşinii de aglomerare cu aspirarea gazelor de sus în jos prin stratul de încărcătură (a) şi ale maşinii de aglomerare cu suflarea gazelor de jos în sus prin

stratul de încărcătură şi recircularea acestora (b): 7 — maşină de aglomerare; 2 — camere de gaze; 3 — focar de aprindere; 4 — dozator pentru pat; 5 — dozator pentru încărcătură; 6 — concasor cu colţi; 7 — ciur; 8 — exhaustor; 9 ~~ camera focarului (cu aspiraţie); 10 — hotă; 7 7 — ven-tilatoare de recirculare a gazelor; 12 — buncăre de colectare a prafului şi pierderilor mecanice; 13 — ciclon; 14 — alimen-

tator elicoidal; 15 ~ extractoare elicoidale.

Particularităţile sale constructive şi funcţionale generale sînt următoarele: recircularea gazelor în hota/^ cu ventilatoarele ; funcţionarea cu depresiune a camerei 8 de sub focarul de aprindere 3, în scopul amorsării procesului; do-zarea încărcăturii cu dozatoarele 4 şi 5 înainte şi după focarul de aprindere 3, stratul dozat cu 4 înaintea focarului servind drept strat de amorsare (pat); utilizarea alimentatoarelor şi extractoarelor elicoidale 14, 15 pentru evacuarea

9 2

forţată a prafului din zonele de concentraţie maximă a acestuia (la capetele maşinii şi din camera de sub focar).

Concepţia generală a părţii mecanice a maşinii de aglomerare se realizează în două variante (fig. 2.5). varianta foarte răspîndită încă, din fig. 2.5, a, prezintă avantajul simplităţii constructive şi al creării unei componente active a greutăţii cărucioarelor pe căile de rulare inferioare înclinate, însă căderea liberă şi ciocnirea cărucioarelor la capul de întoarcere fără roţi stelate conduce la uzarea suprafeţelor fron-tale ale acestora şi înrăutăţirea etanşării. Prin introducerea roţilor stelate la capul de întoarcere (fig. 2.5, b) se evită aceste deza-vantaje şi totodată calea de rulare inferi-oară poate fi orizontală, reducîndu-se înălţi-mea maşinii. Este utilizată şi soluţia creşterii progresive a înclinării căilor de rulare infe-rioare spre capul de antrenare, pînă la un unghi maxim de 4 ...5° [14],

în fig. 2.6 — 2.7 se prezintă construcţia generală a unei maşini de aglomerare a minereurilor de fier, cu suprafaţa activă de 162 m2, lucrînd prin aspirare [15], iar în fig. 2.8—2.9 construcţia unei maşini cu recir-cularea gazelor, pentru aglomerarea minereurilor neferoase, cu suprafaţa activă de 95 m2 [16],

Aceste figuri pun în evidenţă construcţia instalaţiilor de aspirare, respectiv de recirculare a gazelor, precum şi soluţiile constructive utilizate pentru colec-tarea prafului şi a pierderilor de încărcătură şi aglomerat.

Camerele de aspirare (v. fig. 2.7) sînt realizate din table sudate şi sînt căptuşite cu table de uzură; depresiunea se reglează cu clapetele acţionate hidraulic sau manual. La maşinile mari se utilizează şi soluţia cu două conducte colectoare racordate la acelaşi exhaustor sau la două exhaustoare, în scopul micşorării diametrului conductelor [4], Camerele de refulare (v. fig. 2.9) au o construcţie asemănătoare.

Camerele de praf ale conductei colectoare a maşinilor cu aspiraţie sînt etanşate fie uscat, cu dublă clapetă, fie umed, cu jgheab cu apă. Praful este colectat şi evacuat cu transportor cu bandă, în prima variantă, sau cu transpor-tor cu răzuitoare, plasat în jgheabul de etanşare, în cea de-a doua variantă. La maşinile cu recirculare, cantitatea redusă de praf depusă în camerele de refulare este evacuată prin conductele înclinate, 35, 36, în buncărele colec-toare 23 (v. fig. 2.9), iar praful depus pe conductele traseului de recirculare este evacuat prin conductele verticale 21 prevăzute cu registrele de închidere 22 (v. fig. 2.8).

Pentru colectarea pierderilor de încărcătură şi aglomerat se utilizează două soluţii principale: colectare în jgheab plasat sub maşină cu plugul raclor 10

b Fig. 2.5. Soluţii constructive generale

la maşinile de aglomerare: a — fără roţi stelate la capul de abatere (în-toarcere); b -r cu roţi stelate la capul de aba-tere (întoarcere); 1 — roţi de acţionare; 2,4 — contraşine de ghidare; 3 — şine de ghi-dare; 5 — căi de rulare superioare; 6 — idem,

inferioare; 7 — roţi stelate de abatere.

9 3

Fig. 2.7. Secţiune prin camera de aspiraţie: 7 — cameră de aspiraţie pantalon; 2 — manşon; 3 — corp; 4 — conductă de legătură;

5 —colector; 6 — plăci de rigidizare; 7 — construcţie metalică.

care transportă materialul la ciurul de aglomerat cald (v. fig. 2.6) şi colectare în buncărele 23 plasate sub maşină şi prevăzute cu închizătoare, transportul la ciurul de aglomerat cald efectuîndu-se cu transportorul cu bandă 24 (v.fig. 2.8),

Focarele de aprindere sînt fixe sau prevăzute cu dispozitive de reglare a poziţiei pe verticală (uzual cu cricuri hidraulice), menţinerea în poziţia

9 4

Fig. 2.8. Maşină de aglomerare cu recirculare: L r ^ ? 1 ! ? a.gl°merare; ? - hota maşinii; 3 - conductă colectoare; 4, 5, 6 - racorduri la hotă; 7 - camere de refulare; 8 - conducte verticale de refulare- 9 -cordul hotei f r f " l a t e l a c a . m r r e ; WIH1H 1 2 - 5 a C O r ^ f i '?„<«haustoare; 13 - conductă de legătură cu conducta colectoare de gaze refulate; 74 - ra-cordul hotei finale la exhaustor; 15 - suporţi ficşi; 16 - suporţi mobil.; 77 - diafragma de măsurare a debitului; 18 - compensatoare; 19 - camere de praf cu con-ducte de evacuarea prafului dm conducte; 9, 20 - registre de întindere; 27 - camere de praf cu conducte de evacuare a prafului din conducta 3, 22 -TegTstre de închide?"-23 - buncăre de colectare a prafului |> a pierderilor de material; 24 - transportor cu bandă colector al prafului din 23; 25- extractor cu melc 1 > clpul de anUenare :

U-. S r I- a s P l r a î l e . s u b focar; 27 — extractor cu melc la camera 26; 28 - extractor cu melc la capul de abatere; 28 — mecanismul de antrenare a concasorului cu colţi ; 30 - alimentator vibrator; 31 - pîlnie; 32 - concasor cu cilindri; 33 - conductă de evacuare a materialului de pe transportorul 24; 34 - transportor răcitor cu

plăci; 35,36 -t conducte înclinate;

Secţii'nea A-A

fixată realizindu-se cu adaosuri introduse sub tălpile construcţiei metalice a acestora.

în tabelul 2.6 se prezintă caracteristicile generale ale unor maşini de aglo-merare.

Tabelul 2.6

Caracteristicile generale ale unor maşini de aglomerare

Valori la maşini cu diferite suprafeţe active de aglomerat, m2


de ' măsură 20 75 95 ») 100 120

156 162 300

Producţie specifică t/m2. 10... 20... 30... 20... 20... 20... 30... 24 h 20 40 40 40 40 40 40

Lungime totală (între axe) mm 22 000 35 100 51 500 45 500 45 500 61 500 85 000 Lăţime utilă a căru-cioarelor mm 1 300 2 500 2.44a 2 500 3 000 3 000 4 000 Viteza cărucioarelor m/min 0,3... 1,5... 10,4... 1,5... 1,6... 1,5... 1,5... m/min

1,6 4,5 3 4 4,5 4,6 6,5 . 6,5 Putere de acţionare kW 6 13 (30) 16 22 22... cu două Putere de acţionare

— 24 motoare înălţimea stratului hidraulice de încărcătură 300... 400...

mm 400 500 350 500 500 500 Număr de camere de aspiraţie 8 15 17 20 27 25 Număr de cărucioare 76 — — 101 133 130 Lungime utilă mm 13 000 30 000 42 600 40 000 37 000 51 000 75 000 Greutatea totală kN 1 s430 — 5 800 — 7 160 9 750 15 000 Tip Cap de construc- acţionare fix fix fix fix fix mobil fix tiv . Cap de

intrare fix fix fix mobil

*). Aglomerarea concentratelor plumbo-zincoase

2.2.2. Capul de antrenare şi capul de întoarcere

Una dintre cele mai moderne soluţii constructive ale capului de antrenare o constituie capul mobil, care, faţă de cel fix, prezintă avantajul preluării dila-tărilor şi uzurii întregului sistem de cărucioare. Capul de antrenare mobil, inclusiv mecanismul de acţionare a maşinii, este prezentat în fig. 2.10 (v. şi ansamblul fig. 2.6). Roţile stelate de acţionare 1 sînt rigidizate prin tamburul din tablă sudată 2, una fiind împănată pe axul 3, iar cealaltă liberă pe ax şi solidarizată cu prima prin intermediul tamburului; lagărele 4 ale axului sînt de tipul cu alunecare (sau cu rulmenţi).

Mecanismul de acţionare (v. fig. 2.10, b) se caracterizează prin următoarele elemente: acţionarea cu motor de curent continuu, pentru reglarea în exploatare

9 7

Fig. 2.10. Construcţia capului de antrenare mobil (a) şi a mecanismului de acţionare (b): 7 — roţi stelate; 2 — tambur de legătură; 3 — arbore; 4 — lagărele arborelui; 5 — motor; (6 — tahogenerator; 7 — transmisie cu curele trapezoidale; 8 — reductor; 9 — cuplaj de siguranţă; 70 — reductor deschis; 17 — construcţie metalică mobilă; 12 — construcţie metalică f ixă; 13 — rulouri; 14 — limitatoare de cursă; 15 — pirghii co-

tite; 16 — tiranţi; 17 — contragreutăţi; 18 — şine; 19 — pîrghii articulate; 20 — contragreutăţi; 21 — limitatoare de cursă; 22 — pîlnii de evacuare.

(manuală sau automată) a vitezei maşinii de aglomerare; utilizarea în multe cazuri a transmisiei cu curele trapezoidale, ca element de siguranţă în lanţul cinematic de acţionare; cuplarea mecanismului de acţionare cu ansamblul roţilor stelate prin cuplaje de siguranţă, de exemplu cuplaje cu dinţi cu ştifturi de siguranţă, care se foarfecă la creşterea momentului rezistent, cu 50... 60% peste valoarea momentului nominal; deconectarea motorului de acţionare la un moment cu 40 ... 50% mai mare decît cel nominal.

Construcţia metalică mobilă 11 (v. fig. 2.10, a) se deplasează pe rulourile 13 pe o cursă utilă de cca 500 mm, cursa maximă admisibilă fiind 600 mm. La funcţionarea anormală a maşinii (sărirea cărucioarelor de pe şine, blocarea cărucioarelor etc.) se atinge această cursă maximă şi se acţionează limitatoarele de cursă 14 care comandă deconectarea motorului de acţionare. .

în mod similar, la angrenarea necorectă a cărucioarelor cu roţile stelate 1, contraşinele 18 exercită o apăsare asupra pîrghiilor articulate 19 şi se acţionează limitatoarele 27, care comandă deconectarea motorului de acţionare.

Roţile stelate se execută din două bucăţi şi se asamblează cu buloane. Motorul de acţionare se plasează pe batiu mobil, pentru a se regla tensiunea din curelele trapezoidale. Ungerea reductorului închis 8, uzual cu trei-patru trepte, se efectuează prin barbotare sau mixt, iar ungerea reductorului deschis 10 se realizează periodic cu ulei pulverizat cu aer comprimat.

Capul de antrenare fix are o construcţie similară, cu simplificările con-structive corespunzătoare.

în afară de acţionarea electrică, în prezent există tendinţa de utilizare a acţionării cu două-trei motoare hidraulice rotative, care acţionează simultan pe periferia unei roţi dinţate, pe principiul ilustrat în fig.2.11. Acţionarea hidrau-lică conduce la compactizarea mecanismului de acţionare la forţe şi puteri mari, simplifică schema cinematică a mecanismului, deoarece motoarele hidrau-lice au viteze de rotaţie mici (50 ... 100 rot/min), reduce deci greutatea între-gului mecanism. Siguranţa acţionării se realizează cu supape pe circuitul hi-draulic, care se reglează ia cupluri cu 50 ... 60% mai mari decît cele nomi-nale. _____

f"Capul de întoarcere\a.re ca variantă clasică construcţia fixă, cu dezavantajul că nu permite preluarea dilatărilor şi uzurii cărucioarelor, dacă şi capul de an-trenare este fix. O ameliorare se introduce prin construcţia reglabilă manual şi periodic, prin intermediul tiranţilor, iar soluţia modernă o constituie construc-ţia mobilă (pendulară) cu autoreglare sub acţiunea contragreutăţilor sau re-soartelor [4],

Construcţiile capului de întoarcere în cele trei variante, fixă, reglabilă şi mobilă (pendulară) cu contragreutăţi sînt date respectiv în fig. 2.12, 2.13 şi 2.14, varianta reglabilă din fig. 2.13 ilustrînd totodată şi construcţia capului de întoarcere fără roţi stelate. în această variantă, ansamblul şinelor 3 şi contraşinelor 5 se sprijină pe construcţa metalică fixă 1, poziţia acestui ansamblu putînd fi reglată manual cu ajutorul a două dispozitive (tiranţi) 7. O soluţie

1 0 0

de atenuare a şocului la ciocnirea cărucioarelor constă în frînarea şi dirijarea lor în zona de acces a capului de întoarcere prin pîrghiile cu role 9, apăsate permanent pe cărucioare de contragreutăţile 10. La maşina cu cap pendular

7 — motor hidraulic rotativ; 2 — roţi stelate; 3 — transmisii cardanice; 4 — angrenaje melcate; 5 — pinioane de atac; 6 — coroană dinţată de antrenare.

(v. fig. 2.14), întreg ansamblul de antrenare este montat în construcţia metalică 3, articulată la arborele 4; autoreglarea este realizată de contragreutatea 8, care acţionează prin intermediul pîrghiei cotite 9 şi al tiranţilor 10.

Subansamblurile de ghidare la capete sînt formate din contraşine, realizate din laminate cu secţiune dreptunghiulară, montate cu şuruburi la construcţia metalică a capului de antrenare sau întoarcere (fig. 2.15).

Roţile stelate de acţionare şi întoarcere sînt realizate în diverse variante, dintre care patru sînt uzuale. în varianta clasică, de acţionare a cărucioarelor prin intermediul proeminenţelor din corpul acestora, roţile de acţionare sînt roţi dinţate de mare diametru, cu dantura în evolventă, uzinată pe obada acestora. Trecîndu-se la acţionarea cărucioarelor prin intermediul buşelor de

101

F 2.12. Construcţia capului de întoarcere fix, cu roţi stelate: 1 —. ponstrucţie met dică; 2 — cale de rulare superioară; 3 — contraşină de ghidare; 4 — cale de rulare inferioară; 5 — contrâşină inferioară; 6 — roţi stelate; 7 — table de uzură; 8 — pîlnie de evacuare; 9 — plug; 10 — căruciorul plugului;

11 — grătar.

Detaliu vedere din A

L—j, 1/1 J juL

1 fe P 9 ' jl

»

Fig. 2.13. Construcţia capului de întoarcere reglabil, fără roţi stelate: 7 — construcţie metalică fixă; 2 — construcţie metalică mobilă; 3 — şină superioară; 4 — şină de abatere; 5 — contraşină de ghidare; 6 — şină inferioară; 7 — tiranţi; 8 — garnituri dereglaj; 9 — pîrghii cu role; 10 — contragreutăţi; 11 — buncăr căptuşit cu plăci de uzură; 12 —

jgheaburi de evacuare; 13 — extractor elicoidal; 14 — jgheab de evacuare; 15 — scuturi de protecţie.

uzură, rezultă profilul danturii din fig. 2.16, «şi totodată s-a adoptat S3luţia mai economică a danturii amovibile, formată dintr-o coroană de antrenare constituită din tronsoane (segmente) cu două grupuri de dinţi, fiecare, montată cu şuruburi pe obada roţii propriu-zise.

Fig. 2.14. Construcţia capului de întoarcere pendular cu contragreutate: 1 — şină superioară; 2 — şină inferioară; 3 — construcţie metalică (batiu) pendulară; / - ax de oscilare; 5 — contraşine de ghidare; 6 — roţi stelate; 7 — arborele roţilor stelate; 8 — contragreutate; 9 — pirghie cotită; 10 — tiranţi; 11 —

estractor cu melc cu dublu sens.

Alte soluţii le constituie antrenarea cu roţi stelate cu role de presiune (fig. 2.16, b) şi antrenarea cu roţi cu pinteni (fig. 2.16, c).

Varianta clasică, încă destul de răspîndită, necesită o prelucrare dificilă a proeminenţelor cărucioarelor în profil de evolventă şi înlocuirea cărucioarelor în cazul deteriorării acestui profil. în prezent, este foarte utilizată soluţia cu bucşe de uzură, care elimină prelucrarea corpului cărucioarelor şi permite

1 0 4

Fig. 2.15. Modalităţi de ghidare a cărucioarelor la capetele maşinii de antrenare (a) şi întoarcere (b):

7 —• cărucior; 2 — roată derulare; 3 — şină; 4 — contraşină; 5 — bucşe de uzură; 6 — roată de acţio-nare; 7 — coroană stelată; 8 — pinteni.

Fig. 2.16. Modalităţi de antrenare a cărucioarelor de către roţile stelate, prin bucşe de uzură (a), cu role de presiune (6) şi cu pinteni (c);

1\— roată de acţionare; 2 — coroană stelată; 3 — cărucior; 4 — role; 5 — bucşe de uzură; 6 — şină; 7 — contraşină; 8 — role de presiune; 9 — pinteni; 10 — plăci de uzură.

înlocuirea rapidă a bucşelor uzate. Soluţia cu role de presiune are avantajul reducerii forţelor de frecare la angrenare (înlocuirea frecării de alunecare cu frecare de rostogolire) şi devine comodă şi economică în exploatare prin utili-zarea de cărucioare cu cadre laterale amovibile. Soluţia cu pinteni este utilizată în special la maşinile de aglomerare a concentratelor neferoase.

în tabelul 2.7 se prezintă caracteristicile capetelor de antrenare şi întoar-cere ale unor maşini de aglomerare.

Tabelul 2.7

Caracteristicile capului de antrenare şi de întoarcere şi a căilor de rulare


de măsură

Valori pentru maşini cu diferite suprafeţe active, in*


de măsură 20 . 75 95») 100 120

156 . . . 162

Diametrul mediu al roţilor de antrenare mm 2 500 3 870 3 100 — 4 000 4 000

Distanţa între roţi mm 1 460 2 760 2 575 — 3 500 3 500

Motor de acţionare c.c.

Putere Viteză de rotaţie

kW rot/ min

6 220 1 200

13 300 900

20 133... 1 200

16 300... 900

22 500... 1 450

22 300... 1 350

Raportul de transmitere total al reductorului — 5 781 — 195 — 3 820 2 850

Cursa capului de an-trenare mobil mm — — — — — 500

Diametrul mediu al roţilor de întoarcere mm fără — — fără fără 2 700

Ecartamentul căilor de rulare mm 1 730 _ 3 130 2 970 3 730 3 730

înclinarea căilor de rulare inferioare grd 2°

maxi-mum. 4°30' 1°40' 1°30'

Număr de dinţi la o roată stelată

i — — — 12 _ 12

*) Aglomerarea concentratelor plumbo-zincoase

1 0 6

2.2.3/. Cărucioare şi grătare

Variantele constructive de cărucioare diferă din diferite puncte de vedere şi în special: tehnologia de realizare (una, două sau trei tronsoane [ 17]; construc-ţia elementelor de antrenare de pe părţile laterale; proeminenţe de antrenare de către dinţii, rolele sau pintenii roţilor stelate sau bucşe de uzură; tipul

Fig. 2.17. Construcţia căruciorului de aglomerare: 7 — corpul căruciorului; 2 — cadre laterale; 3 — plăci laterale; 4 — elemente de grătar; 5 — roţi de rulare; 6 — placă

de etanşare.

lagărelor roţilor de rulare; modul de fixare a plăcilor laterale; construcţia grătarelor; construcţia elementelor de etanşare la camerele de aspiraţie (refu-lare).

în fig. 2.17 se prezintă construcţia generală a unui cărucior cu lăţimea utilă 4 000 mm, într-o variantă constructivă modernă, realizat din patru tron-soane asamblate cu şuruburi.

Varianta constructivă cu antrenare prin bucşe de uzură este prezentată înfig. 2.18. Antrenarea căruciorului se realizează prin intermediul bucşelor de uzură 1, de către roţi cu coroane stelate de tipul din fig. 2.16, a, ceea ce simpli-fica construcţia cadrelor laterale 2 ale căruciorului şi permite înlocuirea bucşelor u z a t e printr-o demontare rapidă şi uşoară. Părţile (cadrele) laterale ale căru-ciorului 2 sînt de asemenea amovibile, fiind montate prin şuruburile 3 la corpul

107

acestuia 4. Roţile se montează pe rulmenţi combinaţi (cu bile 5 şi cu butoiaşe <5), ceea ce permite o preluare mai bună a eforturilor radiale, precum şi a celor axiale la deplasarea căruciorului. Pereţii laterali 7 se montează simplu, cu şuruburile verticale 8 la cadrele laterale 2, prin proeminenţele 9 realizînd şi

Fig. 2.18. Variantă constructivă de cărucior cu antrenare prin bucşe de uzură.

fixarea elementelor de grătar 10. Ei sînt realizaţi din două elemente inferioare şi patru elemente superioare asamblate prin şuruburi, ceea ce, permite, pe de o parte, utilizarea pentru diferite înălţimi de straturi de încărcătură şi, pe de altă parte, înlocuirea parţială a elementelor distruse datorită şocurilor termice sau mecanice.

In fig. 2.19 se prezintă construcţia unui cărucior cu lăţimea de 4 000 mm, pentru o maşină cu suprafaţă utilă 300 m2, caracterizat prin cadre laterale amovibile cu profil special pentru antrenare prin roţi stelate cu role de pre-siune (v. fig. 2.16, b) acestea pătrund în golul realizat de flancurile 1 ale cadrului lateral 2 al căruciorului.

108

Cărucioarele antrenate prin roţi cu pinteni au construcţia din fig. 2.20. Pintenii pătrund în golul dintre umerii 7, prevăzuţi cu plăcile de uzură 2 (v. şi fig. 2.16, c). Două roţi de rulare sînt prevăzute cu obadă dublă, cea exte-rioară fiind utilizată pentru rulare, iar cea interioară servind pentru o mai bună ghidare în zonele capului de an-trenare şi abatere (v. fig. 2.15, b).

Elementele de grătar au construc-ţii variate în fig. 2.21 indicîndu-se o construcţie uzuală, folosită la maşinile din ţara noastră. In ceea ce priveşte materialul din care se confecţionează elementele, semnalăm două tendinţe şi anume: utilizarea de materiale ieftine (de exemplu fonte cenuşii obişnuite) care conduc la un consum mare (0,050— 0,075 kg grătare/t aglomerat) sau u-tilizarea de materiale scumpe (fonte şi oţeluri aliate) pentru care consumul de grătare este mai mic (0,025 — 0,04 kg/t aglomerat) tendinţa actuală fiind de Fig. 2.19. Variantă constructivă de căru-utilizare mai largă a celei de-a doua cior cu antrenare prin role de presiune, soluţii.

Montarea elementelor se realizează prin simplă rezemare pe cadrul căru-ciorului (v. fig.2.20). Autocurăţirea de aderenţele mecanice de aglomerat se realizează datorită diferenţei de dimensiuni între barele de sprijin 3 ale

Fig. 2.20. Variantă constructivă de cărucior pentru maşini de aglo-merare a minereurilor neferoase, cu antrenare prin pinteni.

109

corpului căruciorului şi deschiderea între umerii de sprijin ai grătarelor 4-şi prin asigurarea unui joc longitudinal de montaj al tuturor elementelor de pe un rînd, de 10 ... 15 mm.

m 10,

AJ - H 23»

\

35

/

Tl t 120

K

63

Secţiunea A-A

116 M

75 270

Fig. 2,21. Variantă constructivă de element de grătar.

în tabelul 2.8 se prezintă caracteristicile tipurilor uzuale de cărucioare, permiţînd alegerea suprafeţei utile a cărucioarelor în funcţie de suprafaţa maşinii de aglomerare.

Tabelul 2.8

Caracteristicile cărucioarelor


de măsură

Valori la maşini cu diferite suprafeţe active de aglomerare, m2


de măsură 20 75 . . . 100 95 ») 120 . . . 162 300 *»*

Lăţime utilă mm 1 250 2 500 2,440 3 000 4 000 Lăţime utilă 3 718**

Ecartament mm 1 732 2 960 3 130 >•» 3 718**

4 730 3 576

Lungime mm 560 1 000 813 1 000 1 500 Ampatament mm 420 670 508'. 670 950 înălţime totală (de la ciu-

perca şinei de rulare) mm 735 690 527,5 960 ... 1 215 1 260

înălţimea pereţilor la-terali mm 400 300 350 500 655

800 Diametrul roţilor mm 170 200 178 220** 280 Diametrul roţilor

240 Distanţa între axele dis-

pozitivelor de etan- mm 1 250 2 450 2 430 2 950 3 960 şare

Greutate daN 785 3 800 1 600 3 000 f 3 700 5 000

*) Aglomerarea concentratelor plumbo-zincoase **) La numărător cărucior cu bucşe de uzură, la numitor cărucior cu umeri de antrenare ***} Antrenare cu role de presiune

1 1 0

Subansamblul de etanşare

Etanşarea cărucioarelor la camerele de gaze este una din cele mai impor-tante probleme constructive şi de exloatare ale maşinilor de aglomerare, care determină practic desfăşurarea corectă a procesului şi obţinerea unui aglomerat cu caracteristici convenabile şi constante.

Dintre modalităţile uzualede etanşare[6,17,32], pînăla perfecţionarea unor sisteme elastice adecvate, cu durabilitate sporită, se utilizează pe scară largă sistemul cu plăci de etanşare metalice fără elemente elastice (fig. 2.22). Placa de etanşare superioară 1 este montată articulat cu şuruburile 2 la corpul căruciorului, pe toată lungimea acestuia şi sprijină liber, datorită greutăţii proprii pe suprafaţa înclinată a plăcii de etanşare inferioare 3, montată cu şu-ruburile 4 pe plăcile duble rigidizate 5 ale camerei de gaze 6. Larîndul lor, plăcile 5 sînt montate prin tălpile inferioare la construcţia metalică 7 a maşinii cu şuruburile 8.

Reglarea la montaj se efectuează cu plăcile de reglare 9. Acest sistem este unul dintre cele mai economice, caracterizat prin simplitate constructivă şi întreţinere uşoară. El necesită însă o reglare periodică corectă în exploatare (cîmp de uzură maxim admisibil, cca 15 mm), astfel încît să se anuleze variaţia cotei între ciuperca căii de rulare şi suprafaţa de etanşare, cauzată de uzarea roţilor, şinelor, suprafeţei plăcilor de etanşare sau de înlocuirea acestor elemente.

Plăcile superioare de etanşare (montate la cărucior) se toarnă din fontă sau, pentru a avea o mai bună rezistenţă la şocuri termice şi mecanice, din oţel, plăcile inferioare turnîndu-se din oţel, respectiv fontă. Sistemul prezentat are actualmente cea mai mare utilizare.

Dintre sistemele elastice cu arcuri, o variantă utilizată la unele maşini este cea din fig. 2.23, la care apăsarea pe suprafaţa de etanşare dintre placa superioară 1 montată cu şuruburile 2 la cărucior, şi placa inferioară 3, este realizată de arcurile lamelare 4 şi 5, plasate în cutia (jgheabul) 6. Elementele 3 şi 6 sînt realizate din tronsoane de lungimi egale cu cea a camerelor de gaze. Ungerea suprafeţei de contact între plăcile de etanşare se realizează prin racor-durile 7, montate la fiecare cameră. Tensionarea arcurilor lamelare este regla-bilă prin şuruburile 8.

Acest sistem prezintă avantajul autoreglării în exploatare, în funcţie de uzura plăcilor de etanşare, roţilor cărucioarelor etc. datorită forţei variabile a arcurilor lamelare. Ca dezavantaje, se pot menţiona neetanşeităţile ce apar ca urmare a uzurilor variabile la cărucioarele succesive sau datorită deteriorării rigidităţii arcurilor prin încălzire excesivă.

111

Fig. 2.23. Construcţia dispozitivului de etanşare cu elemente elastice (arcuri lamelare).

2.3. Elemente de calcul al maşinilor de aglomerare

2.3.1. Stabilirea suprafeţei utile de aglomerare şi a vitezei cărucioarelor

Suprafaţa utilă a maşinii de aglomerare este

Su = LuBn [m*J, (2.9)

unde: Lu este lungimea utilă a maşinii, in m, considerată între începutul primei camere de gaze şi sfîrşitul ultimei camere; Bu — lăţimea utilă a cărucioarelor, în m.

1 1 3

Valoarea Su dt şi valoarea vitezei cărucioarelor v, sînt condiţionate iniţial •de doi factori principali: producţia necesară de aglomerat bun Gab şi viteza de aglomerare a încărcăturii w, acest din urmă factor sintetizînd caracteristicile chimice, mineralogice şi granulometrice ale încărcăturii.

Deoarece valoarea w variază în funcţie de calităţile materialelor de încărcare sau, chiar la aceleaşi calităţi, cu componenţa încărcăturii şi condiţiile de omogenizare a acesteia, este absolut necesară să se stabilească un interval wmin---wmax de Variaţie a vitezei de aglomerare, evident la o valoare a umidităţii încărcăturii în jurul celei optime. Acest interval poate fi determinat fie după date din literatură (la încărcături similare), fie prin încercări de laborator, fie, cel mai exact, prin analiza statistico-matematică a funcţionării unor maşini cu •încărcături similare şi dotate cu bucle de reglare automată a vitezei şi înălţimii stratului, care permit calcularea vitezelor de aglomerare la diferite regi-muri de funcţionare [18, 19], Orientativ, intervalul wmin.,.wmax variază în limitele 15 ... 35 mm/min, în funcţie de natura încărcăturilor şi de con-diţiile de aglomerare.

Valorile vitezelor cărucioarelor, în condiţii de funcţionare optimă a maşinii [18, 19], rezultă din relaţiile

vmin — ~ wmi«\®~3 [m/min]., (2.10) « s

= - r «WLCT3 [m/min], (2.11) hs

unde: hs este înălţimea stratului de încărcătură, în m. Pe de altă parte, debitul de aglomerat total Gat, condiţionat de debitul

necesar de aglomerat bun Gab prin relaţia (2.1), se exprimă în funcţie de caracte-risticile maşinii (aglomerat cu p„ c^ 1,6 t/m3):

G r t = S A ( l - C ) W « < 60 [t/h], (2.12) unde: C, ?ja — v. relaţia (2.6); vmeă — viteza medie a cărucioarelor, m/min; este valoarea medie statistică sau, în lipsa acesteia, media aritmetică a valorilor extreme.

Analizînd relaţiile (2.10— 12) rezultă în primul rînd tendinţa de a mări valoarea Lu, ceea ce conduce la valori mari ale vitezelor cărucioarelor v şi ale productivităţii maşinii de aglomerare Gat. In ceea ce priveşte înălţimea stra-tului hs, valoarea sa nu influenţează productivitatea, deoarece la o maşină dată produsul hs • v este evident constant. O valoare hs prea mică conduce la o aglomerare rapidă ce necesită viteze v prea mari, cu toate consecinţele ne-gative, constructive şi funcţionale ce decurg de aici. O valoare hs exagerat de mare înrăutăţeşte condiţiile de aglomerare în strat, necesită focare de aprindere puternice şi nu are efect asupra productivităţii.

Practic, la maşinile moderne se adoptă hs — 300 ... 500 mm; la maşinile mari, cu suprafaţa peste 120 ... 150 m2, de regulă hs = 400 ... 500 mm. Viteza maximă a cărucioarelor vmax se adoptă în limitele 4 ... 8 m/min.

Din relaţia (2.11) rezultă lungimea utilă Lu a maşinii, din relaţia (2.10) viteza minimă necesară vmin, iar din relaţia (2.12) lăţimea utilă Bu a cărucioarelor. Valorile uzuale ale parametrilor Lu, Bu, hs, vmin şi vmax,

1 1 4

utilizate la majoritatea maşinilor de aglomerare (v. tabelele 2.6 şi 2.7) servesc drept cifre de control al acestui calcul.

Drept relaţii de control, pot servi relaţia timpului de aglomerare

tttr L" (2.13) vmed wmed

sau cea a producţiei specifice

[t/m2 • 24 h], (2.14)

care trebuie să conducă la valori în limitele uzuale ta = 10 ... 20 min,. qsp = 30 ... 40 t/m2 • 24 h.

2.3.2. Determinarea forţei şi puterii necesare la capul de antrenare

Rezistenţa totală la deplasarea cărucioarelor maşinii de aglomerare are următoarele componente de bază: rezistenţa la capul de antrenare; rezistenţa, pe căile de rulare superioare; rezistenţa la capul de întoarcere; rezistenta pe căile de rulare inferioare (fig. 2.24).

Rezistenţa la capul de antrenare Wan are următoarele componente, în cazul unei roţi stelate cu 12 dinţi ca în fig. 2.24.

•r-vj

Fig, 2.24. Schemă pentru calculul rezistenţelor la deplasarea cărucioarelor.

— forţa periferică rezultată din componentele tangenţiale T ale greutăţii cărucioarelor de greutate Ge

G c Ţ > i n [ ( * ' - c ^ (2-15)

— forţa de frecare a roţilor cărucioarelor pe contraşinele capului de antrenare, dată de componentele normale N ale greutăţii cărucioarelor Gc (numai pri-mele patru, celelalte ne mai rezemînd pe contraşine)

W72 = Gcwc £ cos [(* - 1) ţ i= i L 6

(2.16)

relaţie în care rezistenţa specifică la deplasare a cărucioarelor wc se calcu-lează cu [ia = 0,005; u(, == 0,08 cm; ar = 1,15 ... 1,25.

— forţa periferică rezultată din forţele de frecare în lagărele roţilor stelate de antrenare (greutatea cărucioarelor 4 ... 7 şi jumătate din greutatea căru-ciorului 3, celelalte sprijinindu-se pe contraşine)

W3 = K(4,5 • Gc + GJ (i r t (2.17)

unde: Gra este greutatea ansamblului roţii stelate-arbore; K— coeficient •care include acţiunea forţelor ce apar în angrenare şi a forţelor de împingere .a cărucioarelor; K = 1,8 ... 2,2 \L,a — coeficient de frecare în lagărele de alunecare ale roţilor stelate; Da, dl — diametrul mediu (de angrenare) al roţilor stelate, respectiv diametrul fusurilor arborelui acestora.

Rezistenţa pe căile de rulare superioare Ws se compune din: — rezistenţa la deplasare a cărucioarelor

W4 = f 5 [(Ge + G J + BuLcAp] wc, (2.18) c

unde: Gm este greutatea materialului dintr-un cărucior; Lc — lungimea căru-ciorului; Ap — depresiunea instalaţiei (Ap 1 200 ... 1 400 daN/m2);

— forţa de frecare de alunecare între plăcile superioare şi inferioare de •etanşare pentru cazul frecvent al etanşării prin greutatea proprie a plăcilor superioare

W5 = 2^Gpy.ap, (2.19)

unde: Gp este greutatea plăcii de etanşare de pe un cărucior; fi — coeficient de frecare între plăci; y.ap — 0,10 ... 0,25, în funcţie de condiţiile de ungere.

Rezistenţa la capul de abatere (întoarcere) Wab are componentele urmă-toare pentru cazul schiţat în fig. 2.24.

— forţa de frecare a roţilor cărucioarelor în ghidajele capului de abatere, datorită componentelor normale N (forţe rezistente) şi tangenţiale T (forţe active) ale greutăţilor cărucioarelor Gc (considerînd că numai Ar11 şi N12 .acţionează asupra ghidajelor)

W« = G J £ cos Ui - 8) Sin ( s = l 4 J i= 8

(2.20)

1 1 6

— forja periferică rezultată din forţele de frecare în lagărele roţilor stelate-(dacă există) (greutatea cărucioarclor 9 şi 10 şi jumătate din greutatea căru-ciorului 8, celelalte sprijinindu-se pe contraşine):

W7 = [(2,5Ge + G„) + Ft] [xu • Ş-1 , (2.21>

unde: Grt este greutatea ansamblului roţii stelate — arbore; Ft — forţa de tensionare a lanţului de cărucioare (la maşinile cu capete mobile); Dm, Du — diametrul mediu al roţilor de abatere, respectiv diametrul fusurilor arborelui acestora.

Rezistenţa pe căile de rulare inferioare Wf are o singură componentă

W8 == Tf GJwc cos p - sin (3). (2.22> c

Forţa de acţionare la roţile stelate de antrenare rezultă din relaţia

F^K.K^W,, (2.23) 1 =i

unde: K1 este coeficient de siguranţă, care introduce condiţiile grele de lucru (praf, încălziri locale, frecări suplimentare etc.) (Kx = 1,00... 1,25);: K2 — coeficient care introduce rezistenţele suplimentare necalculate, în special forţele de frecare în stratul de încărcătură în zona de alimentare şi forţele rezistente create de desprinderea aglomeratului de pe grătare la capul cîe abatere; K2 — 1,05 ... 1,15.

Puterea necesară pentru acţionare

P = K * E m ^ [kW], (2.24)

unde: Kd este coeficient ce introduce forţele de inerţie la variaţia vitezei în exploatare; Kd = 1,10 ... 1,25; rlt — randamentul total al mecanismului de-acţionare; yj( = 0,70 ... 0,75.

Cuplul motor nominal este

Mm = 975 • — [daNm], (2.25> «m

unde: nm este viteza de rotaţie nominală, rot/min, rezultînd cele două cupluri, de siguranţă, electrică şi mecanică, la care are loc decuplarea motorului.

[ M s l = ( M . . . t , 5 ) . M „ , (2.26) 1 MS2 = (1,5 ... 1,6). M,. (2.27)'

în tabelul 2.9 sînt indicate forţele de acţionare calculate şi cele maxime-admisibile, pentru unele maşini de aglomerare.

117

Tabelul 1.13

Forţele de acţionare la unele maşini de aglomerare

Unită ti de '

măsură

Valori la maşinile cu diferite suprafeţe active m2

Caracteristica Unită ti

de ' măsură 20 75 100 120 156 162 300

Lungime totală (intre axe) Viteză /minimă

\ maximă Putere de acţionare Forţa de împingere a căru-

ciorului Fa (calculată) Forţa maximă la care intră

în funcţiune dispozitivul de siguranţă mecanic

m m

mm" kW

kN

kN

22 0,3 1,6 6

54

163

35,1 1,5 4,5

13

124

265

45,5 1,5 4,5

16

163

325

51,5 1,6 4,6 22

195

359

61,5 2,0 6,0

24

173

366

63,5 1,5 6,5

22

153

358

85,5 1,8 7,2

32 •

245

358

Tipul dispozitivului de sigu-ranţă — — Mecanic, cu stifturi care se foarfecă

Forţa la care începe depla-sarea capului de antre-nare mobil kN — cap fix 25,0 32

Observaţie: Forţele de împingere la maşinile du suprafeţe active pînă la 120 m2 s-au calculat pentru variante la care se produceau rezistenţe mărite la deplasare: lagăre ale roţilor cu tendinţe de blocare, etanşare cu frecări mari etc.

2.3.3. Alte caracteristici

Lungimea cărucioarelor Lc se adoptă, la maşinile medii, cu suprafaţa >60 ... 200 m2, de 1 000 mm, pentru a rezulta roţi de antrenare de diametre acceptabile. La. maşinile foarte mici, Lc == 500 ... 600 mm, iar la cele mari, cu suprafaţa peste 200 ... 250 m2, = 1 500. mm (v. tabelul 2.8),

Diametrul roţilor de acţionare, (mediu, de antrenare) se determină cu relaţia

Da = [m], (2.28) a lg() \ 1

sin — z

unde: z este numărul de elemente de antrenare (dinţi, grupuri de doi dinţi, role de presiune, pinteni etc.); pentru o angrenare corectă, z ^ 8.

Uzual z = 12 şi Da = 2 500 ... 4 000 mm (v. tabelul 2.7). Diametrul roţilor de abatere, (întoarcere) Dm se determină similar, cu 2 = 8,

creîndu-se astfel panta căilor de rulare inferioare. Dacă se utilizează soluţia capului de antrenare fără roţi stelate, Dm este diametrul mediu al ghidajelor curbe ale capului de abatere.

1 1 8

La maşinile cu cale de rulare inferioară orizontală, capul de întoarcere este obligatoriu cu roată, al cărei diametru este egal cu cel al roţii de an-trenare.

Lungimea camerelor de gaze la partea superioară Lg de regulă se adoptă

Lg = lLc. (2.29),

Celelalte dimensiuni se adoptă constructiv. Instalaţie de exkaustare (şi recirculare) a gazelor se dimensionează prin.

metode uzuale, utilizîndu-se datele orientative din tabelul 2.10 şi debitul specific de 4 500... 6 000 Nm3/t aglomerat.

Tabelul 2.10'

Date orientative pentru alegerea instalaţiilor de desprăfuire şi exhaustare a gazelor

Maşina de aglomerare

Debit de gaze Depresiune Temperatura Suprafaţă activă Producţie m3/min mm HaO gazeior

ni" t/24 h °c

75 1 500 6 500 1 250 150 95 * __ 2 200 75 250

100 2 000 12 000 1 200 150 120 2 000 13 500 1 200 150 HO 3 500 13 000 1 050 ... 1 150 150 156 4 000 14 500 1 200 150 160 4 000 14 200 1 100 ... 1 250 200 162 175 4 000 14 000 1 050 150 1 6 8 4 000 14 000 1 100 180 300 7 000 30 000 1 200 150 400 13 000 7 1 000 1 450 180

*) în cazul aglomerării concentratelor plumbo-zincoase caracteristicile exhaustorului-final (maşină cu recirculare)

2.3.4. Construcţia metalică a maşinii de aglomerare

Construcţia metalică de susţinere a maşinii de aglomerare este supusă la solicitări multiple. Datorită temperaturilor înalte intervin dilatări importante, ceea ce în condiţiile lungimii mari a construcţiei impune divizarea ei în trei secţiuni independente: capul de antrenare, partea centrală şi capul de în-toarcere, singura legătură între secţiuni fiind realizată de şinele de rulare. Intre capul mobil — care poate fi cel de întoarcere sau cel de antrenare şi construcţia centrală pe cele două ramuri, şinele sînt prevăzute cu un rost de dilatare de construcţie specială, care permite rularea continuă a cărucioarelor. Şinele se sprijină liber pe plăcile lor de bază, permiţînd dilatarea, singura legă-tură rigidă a lor realizîndu-se la mijlocul secţiunii centrale. în soluţiile moderne cu cap de întoarcere mobil, cadrul acestuia se sprijină pe structura de rezistenţă, a celei de a treia secţiuni.

119

Construcţia de susţinere cuprinde în principal stîlpii de susţinere^ la care se fixează grinzile orizontale pentru montarea utilajelor, platformelor şi celorlalte elemente. Stîlpii se montează cu şuruburi pe planşeul metalic, plasat la o cotă superioară (+10 ... +15 m) a construcţiei metalice de rezis-tenţă a clădirii instalaţiei de aglomerare. Aceşti stîlpi preiau forţele de îm-pingere mecanică şi de dilatare, oscilînd liber faţă de planşeu. Singura rigi-dizare este prevăzută în secţiunea din mijloc, cu contravîntuiri. Oscilaţiile structurii se distribuie astfel simetric, de o parte şi de alta a acestor contra-vînturi, spre capetele libere ale secţiunii.

în fig. 2.25, a se prezintă schematic scheletul de rezistenţă al construc-ţiei şi împărţirea pe secţiuni. Construcţia metalică a fiecărei secţiuni se di-mensionează pe baza următoarelor sarcini:

— greutatea utilajului tehnologic (buncăre, transportoare cu benzi, focar, cărucioare, camere de aspiraţie, mecanismul de antrenare);

— greutatea proprie a construcţiei de susţinere; — greutatea materialului (în buncăre, pe grătarele cărucioarelor, de-

puneri in camerele de aspiraţie); — greutatea elementelor auxiliare (hote, capote, conducte, platforme,

pasarele, scări de acces); — greutăţi suplimentare (persoane, materiale, piese de schimb); — forţe interne: forţa de aspiraţie, forţele de împingere în lanţul de că-

rucioare, forţele de angrenare în mecanismul de antrenare, forţa contragreu-tăţii de. apăsare a lanţului de cărucioare în contraşinele celor două capete ale maşinii.

Forţele de împingere şi forţele de antrenare se consideră în calcul în varianta funcţionării normale şi în varianta blocării cărucioarelor.

Sarcinile menţionate, forţele interne, indicate în fig. 2.25, a, se determină în modul următor:

— forţa de antrenare Fx (v. relaţia 2.24):

F1 = ; (2.30) vmin

— pe ramura inferioară F2 (fig. 2.25, b) (celelalte notaţii au semnificaţii ca în paragraful 2.3.2):

f 2 = ^ G c ( s i n ( 3 - z e / c c o s ( i ) (2.31) c ° f

relaţie în care greutatea contragreutăţii

~ (Ge + Gm)wc J-r. £ £ c a

(2.32)

— forţa de împingere F3 este rezultatul acţiunii contragreutătii (v, fig. 2.25, b): ' '

F3 = G "L: (2.23)

1 2 0

Reacfiuni lo Forţele verticale a

— ^

/ /

' r^ Y ^ 77V. w/ // \ \ /

Fi,

h,F y H2F © /"«

H!E (g %

Hni /Vo 03

/ VD A / %B /VCA

"CB

Fig. 2.25. Construcţie metalică de susţinere a maşinii de aglomerare: iT— structura de rezistenţă; b — capul de întoarcere; c — capul de antrenare; d — mecanismul

de acţionare: I — secţiune cap de antrenare; II — secţiune centrală; III —.secţiune cap întoarcere; cg —

contragreutate; cş — contraşină.

— forţa de împingere F 4 este rezultatul acţiunii F2 la mijlocul contraşine! capului de antrenare (fig. 2.25, c):

(2 -34) h — forţele de angrenare din treptele de transmisie A şi B ale mecanis-

mului de acţionare (fig. 2.25, d):

Fa = 975PtVV; Fb = Fa , (2.35)

unde: iT, riT sînt raportul de transmitere, respectiv randamentul total al transmisiei cu curele şi reductorului închis; nm — viteza de rotaţie a mo-torului.

Forţele de împingere Fa şi Fi lucrează direct asupra structurii de rezis-tenţă. Forţele Fl şi F2 din şirul de cărucioare generează reacţiuni egale şi de sens invers la roţile stelate de antrenare, care, la rîndul lor, generează reac-ţiunile H în lagărele E şi F (v. fig. 2.25, d):

F, , —- m -4 (m + n) Hlg = — ; (2.36)

m + n + o + p

—!- (p + o) + + o + n) H l r = 2 ; (2.37) m + n -f- o + p

Fi F, , —- m H {m + n) H2E = — ; (2.38)

m + n + o + p v

p p — (/> + '+" — (/> + o + «)

r j 2 2 2F = — m 4- n + o + p (2.39)

Forţa Fa lucrează înclinat sub unghiul « faţă de orizontală pentru roata dinţată r2, ceea ce conduce, prin descompunere, la reacţiuni orizontale şi verticale în lagărele C şi D (v. fig. 2.25, d):

HCA = F Â cos « • t ± L ± ± . { 2 A 0 ) j + <

HDA = FA cos a • — - i - ; (2 .41 ) ) + *

VCA = Fa • sin a • ; (2.42) .7 + l

VDA =FA- sin a • . (2.43) j + l

122

Forţa FB lucrează practic vertical, în jos, ca forţă activă pentru roata r i şi în sus, ca forţă de reacţiune pentru roata r3. 'Rezultă reacţiunile verticale corespunzătoare în lagărele E şi F, respectiv în lagărele C şi D (v. fig. 2.25, d)

Veb=Fb m + n + ° • (2.44) m -J- n + o + p

VFn = Fb p ; (2.45) m + n + o + p

V c b — F B r~T7 > ( 2 - 4 6 ) J + l

V D B = F B - i — . (2.47) ; +1

Suplimentar în lagărele C, D, E, şi F acţionează reacţiunile verticale datorită greutăţii pieselor sprijinite. Valoarea reacţiunilor se determină în funcţie de poziţia centrelor de greutate de pe arborii C—D şi E—F, sensul lor fiind în sus '(VCG, VDB, VBG, VPG, fig. 2.25, d).

Prin compunerea tuturor reacţiunilor rezultă reacţiunile totale în lagărele C, D, E, şi F, care se transmit construcţiei metalice din secţiunea I.

Construcţia metalică de susţinere este solicitată în plus în toate trei sec-ţiuni de către forţele de reacţiune, generate de greutăţile părţilor componente şi forţele de aspiraţie amintite anterior. După evaluarea şi poziţionarea tuturor acestor solicitări se efectuează calculul de dimensionare al stîlpilor, grinzilor si zăbrelelor.

2.4. Utilaje de pregătire şi de a l imentare a încărcăturii pe maşina de a g l o m e r a r e

Aceste utilaje au rolul tehnologic de a realiza o încărcătură omogenă, cu umiditate în jurul valorii optime şi granulafie 0 ... 10 mm şi de a o ali-menta pe maşina de aglomerare într-un debit'reglabil şi uniform pe lăţimea acesteia. Ele condiţionează deci în mod direct modul de desfăşurarea a pro-cesului de aglomerare şi calitatea aglomeratului obţinut.

2.4.1. Amestecătoare tip tambur rotativ

în general, la instalaţiile de aglomerare realizate pînă în prezent, ames-tecarea şi umidificarea încărcăturii se efectuează în două faze (utilaje) succe-sive, de amestecare primară (omogenizare şi urnidificare), şi amestecare se-cundară (peletizare şi urnidificare), obţinîndu-se astfel o încărcătură cu com-ponenţii uniform distribuiţi (omogenă), cu umiditate optimă (8—10%) şi o granulaţie care asigură o permeabilitate mare la gaze, deci o valoare ridicată a vitezei de aglomerare.

1:23

Soluţiile noi prevăd un singur agregat de amestecare şi umidificare, di-mensionat corespunzător şi amplasat la sol, în locul amestecătorului primar din soluţia clasică.

Ca soluţii constructive generale, amestecătoarele tip tambur se prezintă în următoarele variante:

— în ceea ce priveşte deplasarea materialului de-a lungul tamburului: tambure orizontale cu spiră interioară elicoidală şi tambure înclinate cu 2 ... 4° spre evacuare, fără spiră elicoidală; cea de-a doua soluţie, mai simplă constructiv, este larg folosită în prezent;

— în ceea ce priveşte modul de sprijinire şi acţionare: soluţia clasică constă în sprijinirea pe role de oţel şi antrenare prin intermediul unei co-roane dinţate, amortizarea vibraţiilor realizîndu-se prin plasarea utilajului pe suspensii elastice; o soluţie modernă, care este din ce în ce mai mult utilizată, constă în sprijinirea şi antrenarea tamburului prin role de oţel cu bandaje de cauciuc, ceea ce asigură o funcţionare relativ liniştită, cu nivel de zgomot şi vibraţii mult redus;

— în ceea ce priveşte amestecarea materialului, soluţia cea mai simplă şi cea mai folosită constă în asigurarea amestecării exclusiv prin regimul de viteză de rotaţie a tamburului; intensificarea procesului de amestecare, în special la tamburele de amestecare primară, se realizează prin palete periferice pe 1/3 ... 2/3 din lungimea acestora sau prin elice în interiorul tamburelor.

Construcţia tipului uzual de amestecător tip tambur, utilizat la instalaţiile de aglomerare din ţara noastră, este prezentată în fig. 2.26. Tamburul 7 este realizat din virole de tablă de oţel şi este căptuşit cu bare de uzură. Rolele de sprijin 6 se amplasează sub unghiul la centru de 30°, centrarea corpului amestecătorului realizîndu-se cu adaosurile de centrare 7. Ghidarea tam-burului pe role este realizată de rolele orizontale 8 care freacă pe suprafeţele laterale ale inelului de sprijin 4, destinate să preia componenta greutăţii totale pe planul înclinat. Coroana dinţată de acţionare 9 se centrează pe corpul tamburului prin pene. Batiul amestecătorului 15 se sprijină prin patru reazeme oscilante 16, 17 pe grinzile intermediare de sprijin 18, iar acestea, la rîndul lor, se montează elastic, prin cutiile de resoarte 19, pe grin-zile 20 de montare la fundaţie.

Valorile cele mai corespunzătoare ale unghiului de înclinare şi vitezei de rotaţie ale tamburului se stabilesc în cadrul probelor de funcţionare şi, în general, trebuie să se poată regla în exploatare. Unghiul de înclinare poate fi variat din 30' în 30' în gama 0 ... 3° prin ridicarea batiului tamburului cu cri-curile hidraulice 21 şi introducerea de plăci de distanţare, cu grosime cores-punzătoare, la reazemele oscilante 16. Viteza de rotaţie poate fi variată în mai multe trepte, uzual trei, prin schimbarea roţilor dinţate ale angrenajului intermediar 13.

Ungerea reductorului 12 se efectuează prin barbotare, iar ungerea lagă-relor rolelor de la instalaţia de ungere centralizată.

Detaliile constructive ale corpului şi reazemelor şi de montarea inelelor de sprijin sînt similare cu cele ale utilajelor tip tambur rotativ [20, 21].

124

Caracteristicile principale ale unor amestecătoare tip tambur sînt date în tabelul 2.11.

Tabelul 2.11

Caracteristicile generale ale unor amestecătoare tip tambur

Unită ti de

măsură '

Valori în cazul

Caracteristica Unită ti

de măsură '

antrenării prin angrenare

antrenării prin fricţiune

Suprafaţa maşinii de aglomerare m2 160 160

Dimensiunile tamburului

diametru lungime

mm mm

3 500 11 000

2 800 7 500

Viteze de rotaţie minimă medie maximă

rot/min; rot/min rot/min;

6,18 8,74

12,08 13.8

înclinarea tamburului grad • 0 ... 3 3

Debit nominal maxim

t/h t/h

750 1 150

1 300

Motor de acţionare putere viteză de rotaţie

kW

rot/min

250

750

250

750

Consum de apă Greutate

m3/h kN

maximum 70 1 080 750

Trebuie menţionate alte soluţii, particulare, de realizare a acestor uti-laje şi anume soluţia amestecătorului unic (primar şi secundar) şi cea a ames-tecătorului secundar cu două tambure [32, 34], Un astfel de amestecă tor unic [8] este un tambur cu diametrul 4 400 mm şi lungimea 23 500 mm, avînd pe prima treime palete interioare de amestecare, iar pe restul lungimii sale talere pentru a favoriza peletizarea încărcăturii. Durata de parcurgere a amestecătorului de către încărcătură este de 4 ... 5. min. Amestecătorul se-cundar cu două tambure, încercat în ţara noastră, constă din două tambure cu dimensiunile 0 2 800 X 7 500, respectiv 0 4 000 X 5 000, în construcţie sudată şi blindată la interior şi prevăzute cu spire interioare pentru deplasarea materialului. La un capăt se alimentează încărcătura, iar la celălalt, prin inter-mediul unui transportor cu bandă mobil care pătrunde în interiorul celui

125

Fig. 2.26. Construcţia amestecătorului tip tambur cu antrenare prin coroană dinţată:

a — vedere laterală; b — vedere frontală; 7 — tambur; 2 — cameră de alimentare; 3 — cameră de descărcare; 4,5 — inele de sprijin; 6 — role de sprijin; 7 — adaosuri de centrare; 8 — role de ghidare; 9 — coroană dinţată de antrenare; 10 — motor; 77 — cuplaje; 72 — reductor; 13 — angrenaj intermediar; 14 — pinion de atac ; 15 — batiu; 16,17 — reazeme oscilante; 18 — grinzi intermediare; 19 — cutii cu resoarte; 20 — grinzi de fundaţie; 27 — cricuri; 22 — in-

stalaţie de pulverizare a apei; 23 — răzuitor.

de-al doilea tambur, se alimentează cocs; paletele formate în primul tambur se acoperă cu un strat de cocs, ceea ce favorizează decurgerea mai uniformă a procesului de aglomerare. Constructiv, soluţia este complicată, iar efectele tehnologice nu sînt cele mai bune.

La proiectarea amestecătoarelor, problema principală, pe baza căreia se efectuează calculul constructiv ulterior, constă în corelarea valorilor para-metrilor determinaţi şi anume viteza de rotaţie n, diametrul D, şi lungimea L ale tamburului, astfel ca să se obţină parametrii tehnologici necesari: unghiul de amestecare a, timpul de amestecare ta şi productivitatea utilajului Gu.

Viteza de rotaţie a tamburului n trebuie să satisfacă condiţia antrenării unei particule de material pe peretele tamburului cu un unghi la centru (de amestecare) a = cpt + (5 ... 10)°, fenomen care condiţionează o amestecare intensă, neînsoţită de fărâmiţarea materialului. Punînd această condiţie în cazul general al tamburului înclinat cu unghiul (3 (fig. 2.27, a):

i lam{g c o s ^ cos a -f- 0,5Dco2) = mg cos (3 sin a, (2.48)

unde: este coeficientul de frecare a materialului pe peretele tamburului; se obţine-relaţia ce leagă viteza de rotaţie a tamburului şi de diametrul acestuia D, în condiţiile realizării unui unghi de amestecare a materialului a:

D n2 = 1 789,3 sin(a - cp) COS p

cos 9

unde: 

/

Fig. 2.27. Scheme pentru deplasarea uriei particule de material, a — în secţiune transversală; b '— în secţiune longitudinală.

în general a = 35 ... 45°, D — 2 000 ... 4 000 mm, ... 12 rot/min,

Viteza longitudinală a încărcăturii este dată de relaţia (v. fig. 2.27, b): v = 7x D n tg 2 p, (2.50)

iar timpul de amestecare (de parcurgere a amestecătorului de lungime L) se obţine cu relaţia corectată practic

L t„ 2 Dn tg 20

(2.51)

128

mq cos (3 cos a a j ' - - .

0,5m.D.ai)2 mycos/3

Adoptîndu-se ta = 2 ... 3 min, rezultă din (2.51) valoarea L, uzual de 6 ... 12 m.

Din expresia generală a debitului se obţine productivitatea amestecă-torului:

Ga= 148 Z>a»p,tg2B, [t/h] (2.52)

unde: Y este coeficient de umplere, cu valorile din tabelul 2.12, în funcţie de unghiul a (v. fig. 2.27) relaţie care permite corelaţia n-D pentru reali-zarea productivităţii tehnologic necesare.

Tabelul 2. IZ

Dependenţa iji (a)

40 41 42 43 44 45 46 47

0,065 0,070 0,075 0,080 0,086 0,091 0,096 0,102

Momentul rezistent la rotirea corpului amestecătorului se compune din: — momentul forţelor de frecare la rolele de sprijin

= G 1 ± g l w D , ( 2 . 5 3 ) 1 cos ^ 2

unde: Gt, G{ este greutatea tamburului, respectiv a încărcăturii; w — rezis-tenţa specifică la rularea pe rolele de sprijin, calculată cu (ir = 0,08 cm la rolele cu obadă de oţel şi = 0,5 cm la rolele cu obadă de cauciuc; — momentul forţelor de frecare la rolele de ghidare frontale (v. fig. 2.26,, poziţia 8)

Mg = (Gt + Gt) w' sin 13 Ş . , (2.54)

unde: D's este diametrul mediu al cercului de contact între inelul de sprijin şi rolele de ghidare;

w' — rezistenţa specifică la rularea pe rolele de ghidare; — momentul forţelor de frecare între material şi peretele interior al tambu-rului

Mm == GiV-a Y (2-55)

unde: Dti este diametrul interior al tamburului; — momentul necesar pentru ridicarea materialului în tambur la unghiul cc (se adoptă M( ca Mm);

Rezultă puterea de acţioneare necesară (?) = 0,7 ... 0,8) (Mf + Mg+2Mm)n [ k W ] _ ( 2 5 & )

975 v)

129

La amestecătoarele cu antrenare prin fricţiune, trebuie verificată condi-ţia de aderenţă la rolele motoare

EV > »» + (Gt + Gt) sin 0 w', (2.57) 2 cos y cos y

unde: y.ac este coeficientul de frecare de alunecare cauciuc pe metal (fi = = 0,5 ... 0,7).

Calculul de rezistenţă al tamburului, inelelor şi rolelor de sprijin este prezentat în lucrările [20, 21], iar elemente suplimentare de calcul tehnologic în lucrările [23, 24],

2.4.2. Utilaje de alimentare a încărcăturii pe maşinile de aglomerare

Aceste utilaje au rolul tehnologic de a alimenta pe maşina ele aglome-rare un strat de pat (retur 10 ... 20 mm) cu grosimea de 20 ... 40 mm, urmat de un strat de amestec de şarjă pînă la înălţimea totală prescrisă (400 ... ... 500 mm).

Procesul de alimentare a maşinii de aglomerare, simplu în aparenţă, trebuie să îndeplinească însă anumite cerinţe tehnologice, care condiţionează complexitatea utilajelor. Principalele cerinţe sînt următoarele: posibilitatea de reglare continuă a debitului de încărcătură, în funcţie de variaţia în ex-ploatare a vitezei maşinii de aglomerare, astfel ca înălţimea stratului să se menţină constantă; realizarea unei distribuţii cît mai uniforme a încărcă-turii pe lăţimea grătarelor cărucioarelor, cu o segregare granulometrică cît mai redusă; asigurarea unui strat de înălţime necesară, constantă şi necom-pactat în procesul de alimentare (afînat) deci cu permeabilitate bună.

Distribuţia încărcăturii pe lăţimea buncărului de alimentare (2 000... ... 5 000 mm) se realizează cu diferite utilaje ca: jgheaburi oscilante, alimenta-toare tip suveică, transportoare cu bandă pivotante, cărucioare de alimentatoare etc. în ultima vreme, cele mai utilizate sînt ultimele două tipuri de distribui-toare, care asigură o segregare minimă şi uniformă a materialului pe lăţimea maşinii.

în ceea ce priveşte dozatoarele, în prezent se utilizează pe scară largă [7, 8, 11] dozatoarele tip tambur, cu suprafaţa lisă, care asigură o distri-buţie uniformă a încărcăturii pe lăţimea cărucioarelor maşinii şi permit regla-rea debitului de alimentare prin varierea vitezei de rotaţie.

Distribuitorul cu bandă pivotantă (oscilantă) este în principiu un trans-portor cu bandă cu un capăt plasat pe un pivot, iar celălalt capăt (de ali-mentare a buncărului) articulat la un mecanism de oscilare, care îi imprimă o mişcare de du-te-vino pe toată lăţimea buncărului.

O schemă de realizare a mecanismului oscilant este prezentată în fig. 2.28. Construcţia metalică 8 a transportorului 1 este fixată la cablurile de trac-ţiune 9 şi 10 prin intermediul resoartelor 77, care sînt reglabile în scopul tensionării cablului şi uniformizării mişcării oscilante a benzii. Cablurile 9 şi 10 sînt articulate în articulaţiile speciale 19 şi 20 la lanţurile 17 şi 18 cu

130

7 - transportor cu bandă; 2 - electrotambur de acţionare; 3 - mecanism de întindere; 4 - pllnie de descărcare; 5 - pivot; 6 - cărucior de rulare; 7 — cale de rulare; 8 - construcţie metalică; 9, 10 - cabluri; 77 - articulaţii elastice; 72 - mecanism de acţionare; 13 - motor; 14 - reductor; 75 - roţi de lanţ motoare; 16 - roţi de

.lanţ de abatere; 77,18 - lanţuri cu plăci şi role; 19, 20 - articulaţii speciale.

zale şi role, montate pe roţile de lanţ motoare 15 şi de abatere 16. Arti-culaţiile 19 şi 20 se deplasează între punctele extreme ale circuitului lanţului, într-o mişcare de du-te-vino, antrenînd în această mişcare capătul transpor-torului, în timp ce lanţurile 17 şi 18 se deplasează tot timpul în acelaşi sens.

Transportorul cu bandă 1 este de construcţie obişnuită. Pentru com-pactizare, tamburul său motor poate avea acţionare interioară (electrotambur).

Caracteristicile principale ale dispozitivului pentru o maşină de aglome-rare cu suprafaţa utilă 160 m2 sînt date în tabelul 2.13.

Tabelul 2.13 Caracteristicile distribuitorului cu bandă oscilantă pentru o maşină de aglomerare cu suprafaţa

activă de 160 m

Caracteristica Unităţi de

măsură Valori

Lungimea transportorului cu bandă mm 10 700

Lăţimea benzii mm 1 200

Viteza benzii m/s 1 , 6 8

Debit t/h 750

Unghiul de oscilare grd ± 6 . . . 7

Motorul mecanismului de de oscilare

Putere kW 5,5

Viteză de rotaţie rot/min 1 000

Viteza de oscilare (deplasarea lanţurilor de tracţiune) m/s 0,5

Ansamblul buncrăelor de încărcătură şi de pat pentru o maşină cu supra-faţa utilă 160 m2 şi lăţimea utilă 3 000 mm este dat în fig. 2.29. Ambele buncăre 1 şi 2 sînt plasate pe dozele tensometrice 3. în scopul determinării cantităţii materialului şi trimiterii impulsurilor în amonte la sistemul de dozare automată şi reglare a debitului de încărcătură ["19,25],

Dozarea materialului se realizează la buncărul de încărcătură 1 cu două dispozitive: registrul 4 de variaţie a deschiderii jgheabului de evacuare 5, .acţionat manual prin roata 6 şi reductorul 7 şi tamburul dozator 8, montat în lagărele cu rulmenţi 9 şi acţionat de grupul motor 10 reductor 11 prin intermediul transmisiei cardanice 72, care preia materialul din jgheabul 5

1 3 2

şi îl dozează în pîlnia de evacuare 13. Motorul 10 este un motor de curent continuu, pentru a se permite reglarea în exploatare a vitezei de rotaţie a. tamburului dozator 8. Transmisia cardanică 12 este necesară pentru a prelua, deplasările pe verticală ale buncărului, montat pe dozele 3. Placa registru-lui 4 are articulată la partea inferioară o clapetă, care este apăsată pe-peretele buncărului de către contragreutăţile reglabile 14, delimitînd astfel înălţimea fantei prin care materialul este evacuat. Prin poziţia reglabilă a contragreutăţilor 14 se poate varia valoarea forţei de împingere a materia-lului asupra clapetei, deci dimensiunile orificiului de evacuare.

La buncărul de pat 2, dozarea se realizează prin dozatorul cu tambur 75,, identic cu cel precedent, acţionat de grupul motor 16, reductor 77 prin trans-misia cardanică 18. Materialul este preluat din jgheabul de evacuare din buncăr 19 şi deversat în pîlnia de alimentare a maşinii 20. Ca şi la buncărul precedent, clapeta articulată 27, apăsată de contragreutatea reglabilă 22, reglează secţiunea orificiului de evacuare a materialului, între clapetă şi jghea-bul blindat de conducere 23.

Reglarea înălţimii stratului de încărcătură pe grătarele cărucioarelor la valoarea necesară se realizează cu plugul 24, deplasabil pe planul înclinat 25 cu roata de mînă 26, prin intermediul reductorului 27. La capul fix al plu-gului este articulat dispozitivul de nivelare 28, alcătuit dintr-o ţeavă trans-versală care sprijină liber pe suprafaţa încărcăturii.

Pentru afînarea încărcăturii înaintea focarului de aprindere, se pot prevedea barele de afînare 29, montate în articulaţiile 30.

Caracteristicile buncărelor de încărcătură şi de pat şi ale dispozitivelor acestora sînt date în tabelul 2.14.

Tabelul 2.14

Caracteristicile buncărelor de încărcătură şi pat şi a dispozitivelor de dozare pentru o maşină de aglomerare cu suprafaţa activă 160 m

Caracteristica Unitâti de Valori ia buncărul de

Caracteristica măsură încărcătură pat

Capacitatea buncărului m 3 8 5

Deschiderea maximă a registrului mm 100 —

Dimensiunile tam- Diametru mm 1 200 1 200 burelor dozatoare Lungime mm 3 000 3 000

Viteza de rotaţie a tamburelor

Minimă Maximă

rot/min 2,4 7,6

2,4 7,6

Motor de acţio- Putere 4,3 4,3 nare Viteză de minimă 300 300

rotaţie maximă rot/min 950 950

133

a

u> Ul

Fig. 2.29. Vedere generală a buncărelor de încărcătură şi de pat (a) şi vedere laterală a buncărului de încărcătură cu mecanismul de acţionare a dozatorului (b).

2 . 5 . R ă c i t o a r e de a g l o m e r a t

2.5.1. Tipuri constructive de răcitoare

Tipul clasic de răcitor circular, cu strat gros de aglomerat şi răcire natu-rală, are schema de principiu din fig. 2.30, a. Spaţiul util are forma unui inel cu secţiune trapezoiadlă (în V), cu înălţimea 3 000 ... 3 500 mm, răcirea aglomeratului realizîndu-se datorită curenţilor naturali ascendenţi de aer prin cuvă. Aceste răcitoare asigură în medie răcirea aglomeratului de la 700 ... 750° C, la 150 ... 200°C în timp de 4 ... 5 h.

Perfecţionarea răcitoarelor circulare a mers în ultimii 10 ani pe două linii principale: modernizarea tipului cu strat gros prin trecerea la răcire forţată, cu suflare sau aspirare de aer (fig. 2.30, b); crearea răcitoarelor inelare cu strat subţire de aglomerat (250 ... 500 mm) şi răcire forţată, care reduce timpul de răcire la 45 ... 60 min (fig. 2.30, c şi d).

în fig. 2.31 se prezintă schema generală a răcitorului circular inelar mo-dern cu cea mai largă utilizare în prezent, iar în tabelul 2.15 caracteristicile unor tipuri de răcitoare circulare.

Fig. 2.30. Tipuri de răcitoare circular: a — cu strat gros şi răcire liberă; b — cu strat gros şi răcire forţată; c — cu strat subţire şi răcire forţată, cu suflare de jos în sus; d —

cu aspiraţie de sus în jos: 1 — cuvă ; 2 — role de sprijin; 3 — role de centrare; 4 — coroana dinţată de acţionare; 5 — lamă de descărcare; 6 — ventilatoare; 7 — grătar; 8 — cameră inelară de suflare; 9 — hotă inelară; 10 —

exhaustoare. Fig. 2.31. Schema răcitorului Lurgi circular inelar cu cupe: 1 — maşină de aglomerare; 2 — concasor; 3 — alimentator vibrator, 4 — transportor circular de răcire cu cupe; 5 — hotă; 6 — ventila-toare; 7 — coş; 8 — pîlnie de descărcare; 9 — transportor cu bandă

de evacuare.

136

Tabelul 3.17

Caracteristicile unor tipuri de răcitoare circulare

Valori pentru tipurile

Caracteristici Unităţi de

măsură Circular

Circular celular

inelar cu cupe

Suprafaţa activă a ma-şinii de aglomerare m m2 168 400 —

Diametru exterior mm 18 000 27 500 14 800 Producţie t/24 h 7 000 22 000 2 700 Număr de celule — 24 16 Volumul unei celule m3 35 Lăţimea cupelor mm — — 1 500 înălţimea stratului mm — — 330 Viteza de rotaţie rot/min 0,67 ... 1,17 — 2,4 Durata răcirii min 50 ... 60 — 20 ... 30 Debit de aer m3/min 120 000 2 x 150 000 3 x 2 1 000 Mod de răcire — Suflare de Suflare de Aspirare

jos în sus sus în jos de jos în sus

Presiune (depresiune) mm HsO 130 185 50

Răcitoarele linirae sînt realizate în prezent sub forma constructivă uzuală a transportoarelor înclinate cu plăci, cu răcire forţată (fig. 2.32). Transporto-rul este realizat cu un transportor greu cu plăci, cu lanţuri cu role purtătoare, plăcile de bază fiind formate din foi de tablă suprapuse sub formă de jalu-

Fig. 2.32. Schema răcitorului liniar Lurgi, tip transportor cu plăci:

7 — maşina de aglomerare; 2 — concasor; 3 — alimentator vibrator; 4 — transportor cu plăci; 5 — hotă; 6 — ventilatoare; 7 — coşuri; 8 — cap de acţionare; 9 — cap de în-tindere; 70 — pîlnie de descărcare; 77 — ciur vibrator; 72,13, 14 — buncăre pentru aglo-

merat, pat mărunt; 75 — transportoare cu bandă de evacuare.

zele, pentru a permite trecerea aerului fără pierderi de aglomerat. Capul de acţionare şi cel de întindere sînt obişnuite. Traseul transportorului este de regulă înclinat cu 15 ... 18° faţă de orizontală. Răcirea forţată a aglomera-tului se realizează prin aspirare de aer, de jos în sus, hota de aspirare fiind

137

etanşată la pereţii laterali ai transportorului cu clapete pendulare. Răcitoa-rele cu suflare de aer de jos în sus sînt mai puţin utilizate deoarece sînt mai complicate constructiv, necesitînd două hote, una inferioară de suflare şi alta superioară de captare şi dirijare a gazelor, precum şi o etanşare mai

2.33. Schema răcitorului liniar 1PROMET, tip cu cărucioare: 1 — cap de antrenare; 2 — cap de întoarcere; 3 — căi de rulare superioare; 4 — căi de ru-lare inferioare; 5 — cărucioare; 6 — dispozitiv de alimentare; 7 — pîlnie de descărcare; S~ transportor cu bandă de evacuare; 9 — tunel de suflare a aerului; 10 — ventilatoare.

pretenţioasă la hota inferioară. în schimb, ele prezintă avantajul unei mai mari durabilităţi a ventilatoarelor, care lucrează cu aer curat şi rece. Răci-toarele de acest tip au suprafeţe de 60 ... 300 m2 si productivităti de 1 500 ... . . .7 000 t/24 h.

Un tip de răcitor liniar realizat în ţara noastră [26, 27] este răcitorul cu cărucioare şi răcire forţată (fig. 2.33); cinematică răcitorului este identică cu cea a unei maşini de aglomerare. Răcirea forţată se realizează prin suflarea aerului de jos în sus prin tunelul de insuflare, la care cărucioarele sînt etan-şate prin dispozitivele cu plăci din cauciuc. Traseul răcitorului este orizontal sau înclinat cu 1 ... 2° faţă de orizontală.

Capul de antrenare 1 şi capul de întoacere 2 se realizează după princi-piile şi schemele de la maşinile de aglomerare. Tunelul de suflare a aerului 9, de secţiune constantă, este realizat din table şi profile sudate. La el sînt racor-date ventilatoarele 10, prin difuzoare ramificate, pentru a uniformiza distri-buţia aerului; trei trei ventilatoare lucrează permanent, iar unul este în rezervă. Traseul răcitorului este înclinat spre evacuare cu 1°40', iar căile de rulare inferioare sînt înclinate cu 3°30'.

Caracteristicile a două răcitoare de acest tip sînt date în tabelul 2.16. în ceea ce priveşte temperatura finală la suprafaţa exterioară a aglome-

ratului, se urmăreşte ca aceasta să ajungă la cca 100° C, în scopul transpor-tării ulterioare cu transportoare cu bandă de cauciuc. Micşorarea temperaturii sub această valoare nu este economică, deoarece o scădere de temperatură cu 100°C la sfîrşitul ciclului de răcire necesită un timp de cca trei ori mai lung decît la început, cu creşterea corespunzătoare a consumului de energie [26].

138

Tabelul 3.17

Caracteristicile răcitorului liniar cu cărucioare


măsură

Valori pentru maşina de aglomerare c u suprafaţa activă, ma

100 ISO

Suprafaţa activă a răcitorului Productivitate /nominală

\ maximă Lăţime utilă înălţimea maximă a stratului

de aglomerat Viteza cărucioarelor Lungimea totală (între axe) Cap de antrenare fix, roţi cu

diametrul Cap de întoarcere [roţi cu dia-

pendular < metrul (cursă

Lungimea căruciorului Motor de acţionare [putere cu curent continuu viteză de

(rotaţie Raport total de transmitere Ecartamentul căilor de rulare înclinarea căii de rulare infe-

rioare Debit de aer Presiune Puterea de acţionare pe ven-'

tilator Timp de răcire Viteza aerului la ieşirea din

strat Greutatea răcitorului

m 2

t/24 h mm

mm m/min

m

mm min

mm kW

rot/min

grd m 3 / h

mmCA

kW min

m/s kN

132 195 3 000 4 000 3 500 5 000 3 000 3 000

550 1 000 0,9 ... 28 0,6 ... 18

55 71

3 900 4 000

2 700 2 700 550 ± 2 0 0

1 000 1 000 9,5 13,0

245 ... 730 245 ... 730 5 935 5 190 3 580 3 720

3°30' 1°07' X 200 000 8 x 200 000

150 150

160 160 25 ... 30 25 ... 30

0,5 ... 1,5 0,5 ... 0,6 6 850 9 750

2.5,2. Elemente de calcul aie răcitoarelor

Dat fiind debitul impus răcitorului Gr [t/hl, suprafaţa activă de răcire necesară este dată de relaţia generală (aglomerat cu p„ = 1,6 t/m3)

h s p v - 6 0

unde: tr este timpul de răcire, în min; bs — înălţimea stratului de aglomerat, în m j

în această relaţie parametrii tr şi hs sînt interdependenţi, valoarea tT depinzînd şi de condiţiile de realizare a răcirii forţate (mai rar naturale). Ţinînd seama de neuniformitatea de granulaţie a aglomeratului, de varietatea condiţiilor de schimb de căldură de la un tip la altul de răcitor, calculele teoretice nu pot conduce la rezultate valabile, iar încercările experimentale

1 3 9

de laborator necesită corecţii practice importante. Ca urmare, se consideră că este bine să se folosească concluziile încercărilor experimentale ale dife-ritelor tipuri de răcitoare şi anume: la răcitoarele circulare cu strat gros (hs = 3 000 ... 3 500 mm) şi răcire naturală, ts 300 min, iar la cele cu ră-cire forţată, tr c^. 20 min; la răcitoarele circulare şi liniare cu strat subţire (hs CZL 2 5000 ... 500 mm) şi răcire forţată, tr 20 ... 60 min; la răcitoarele celulare, tr 60 min. Evident că aceste cifre sînt variabile în funcţie de condiţiile concrete de răcire forţată, ele corespunzînd însă la debite speci-fice medii de aer de 4 500 .. 6 500 Nm3/t aglomerat.

La răcitoarele liniare debitul este dat de relaţia

Gr = BuhsPvv 60 [t/h], (2.59)

unde: Bu este lăţimea utilă a răcitorului, în m; v — viteza de deplasare, în m/min, care permite corelarea valorilor Bu şi v, ţinîndu-se seama de limitele impuse vitezei v ce către antrenarea prin roţi dinţate a lanţului transportoarelor cu plăci sau a cărucioarelor la răcitoarele cu cărucioare (v ^ 6 ... 7 m/min). Este bine în general ca viteza să fie variabilă în limite largi (±50%), şi con-tinuu, cu alte cuvinte din relaţia (2.59) se stabileşte de fapt o viteză medie vmed, care poate varia între vmin = 0,5 vrnea şi vmax = 1,5. vmeă, în scopul reglării în exploatare a condiţiilor de răcire şi deci a temperaturii finale a aglomeratului.

Lungimea răcitorului este dată de relaţia

L r = v m a x - t r ( 2 . 6 0 )

La răcitoarele circulare cu strat subţire debitul este

Gr = BuhsPvvp 60 [t/h], (2.61)

unde: vp este viteza periferică la diametrul mediu, în m/min. Ţinînd seama că

Bu = 0,5 (D. - Dt) (2.62) şi

Cm</minl> (2.63)

unde: Dt, De este diametrul interior, respectiv exterior ale inelului de răcire, în m; « — viteza de rotaţie a răcitorului, în rot/min.

Din relaţiile (2.61) ... (2.63) se corelează valorile Dt, De(B) şi n ale răci-torului. în general, B = 2 000 ... 3 5000 mm, n = 0,6 ... 1,2 rot/h.

La răcitoarele circulare cu strat gros, la care evacuarea materialului se efectuează cu cuţite (lame) de răzuire, expresia debitului evacuat (şi deci alimentat) este (fig. 2.34, a)

+ r2 + Rir) - .«•r8-A eJ-p„-» [t/h], (2.64)

relaţie din care se corelează valorile razei medii a cuvei Rmed şi ale vitezei de rotatie n.

G. =

140

Momentul rezistent la rotirea răcitoarelor circulare cu sprijinirea pe role (fig. 2.34, b)

Mr = Ks(Gc + G a ) w r f , (2.65)

unde: Gc, Ga sînt greutăţile răcitoru-lui, respectiv aglomeratului; Ks — co-eficient prin care se iau în considerare solicitările suplimentare neprinse în calcul (frecările pe inelele de centrare datorite împingerilor radiale, rezistenţa introdusă de dispozitivele de descăr-care, etc.); Ks ca 1,2 ... 1,6 (în funcţie de modul de rezolvare al dispozitivelor de descărcare).

în cazul sprijinirii răcitoarelor pe două cercuri concentrice de role, se ia în calcul diametrul de sprijin mediu Dsmed.

Răcitoarele liniare tip transportor cu plăci se calculează ca transportoare cu plăci uzuale, de tip greu [28, 29], Răcitoarele liniare cu cărucioare se calcu-

lează ca maşinile de aglomerare (v. para-graful 2.4).

Fig. 2.34. Scheme pentru calculul debitului la evacuarea cu lamă (a) şi pentru calculul momentului rezistent la răcitoarele ine-

lare (b).

Pe le te' q crude

Fig. 2.35. Tipuri de granulatoare pentru obţinerea peletelor crude:

a — tambur; 6 — con; c — farfurie.

2.6. Uti laje de pelet izare

Utilajele de bază ale instalaţiilor de peletizare sînt utilajele de producere a pele-telor crude şi utilajele de sinterizare (ardere, coacere) a acestora.

Pentru producerea peletelor crude se uti-lizează granulatoare (peletizoare) de trei tipuri: tambur, con şi farfurie (taler) (fig. 2.35), dintre care ultimul tip are în prezent cea mai largă utilizare industrială [30].

Schema modernă a instalaţiei industri-ale de peletizare Lurgi este cea din fig. 2.36 [3, 5], Peletele crude se obţin în peletizorul cu taler 1, iar sinterizarea se realizează pe maşina de aglomerare 2 care cuprinde trei zone.: I — uscare; II — aprindere şi ardere; III — răcire. Zonele I şi III lucrează prin

141

refulare, zona II prin aspiraţie. Căldura aerului încălzit în zona de răcire {la focarul de aprindere) şi căldura gazelor din zona de ardere (pentru uscare) se recuperează. Peletele se ciuruiesc pe ciurul 3.

Concentrat

I Pe/efe <Xcrude

1 1

m • Arzătoare 2

Aer cald / I 1 \l / | I

W _A

s i ^y^C Aer rece

• La cos l Pelefs

slnteriiaie Fig. 2.36. Schema instalaţiei de peletizare Lurgi.

Organizarea peletizorului cu taler este prezentată în fig. 2.37. El este acţionat de un motor de curent continuu, cu scopul reglării vitezei de rotaţie în exploatare şi este dotat cu turometru şi supraveghetor de turaţie. Carac-teristicile principale ale peletizorului sînt date în tabelul 2.17.

Tabelul 2.17

Caracteristicile peletizorului cu taler


Diametrul talerului mm 4 500 înălţimea talerului mm 400 ... 640 Viteza de rotaţie a talerului rot/min 5 . . . 14 înclinarea talerului grd 45 ... 60 Debit minim (Qmin = 1,15 tf/m3) tf/h 15 Presiunea apei de umezire ata 10

Motor de acţionare Putere kW 33 a talerului (curent Viteză de rotaţie rot/min 1 460 continuu) Gama de viteze de

rot/min

rotaţie rot/min 530 ... 1 460 Durata activă de conectare DA % 100

Motor de acţionare rPutere kW 2,2 a curăţitorulu i < Viteză de rotatie rot/min 1 000 (curent alternativ) ( D A % 40 Greutate totală

daN 15 200

142

/

/ 2 / / / /

<? // !B 18

Fig. 2.37. Construcţia peletizorului cu taler: 1 — batiu; 2 — lagăre; 3 — suport; 4 — taler; 5 — rulmenţi radicali-axiali; 6 — coroană dinţată de antre-nare ; 7 — pinion de atac; 8 — reductor; 9 — transmisie cu curele trapezoidale: 10 — motor de acţionare a taleru-lui; 7 / — dispozitiv de centrare; 72 — curăţitor; 73 — ghidaj; 74 — şurub; 75 — conductă de apă; 16 — şurub ;

77 — articulaţie; 18 — piuliţă.

Rulmenţii radiali-axiali ai talerului se dimensionează ffig. 2.38, a, b) la sarcinile maxime:

— sarcina axială:

+ Gt (0,3 ht + l + a) cos a + + F% • (h, + l + a) (2.68)

Fa = (Gt Gf) sin a în care a = 60°;

— sarcina radială:

Fr [Gt + G() cos a + F(n în care a = 45°;

— momentele de răsturnare:

M1 = Gt e sin a 4- Gt (0,5 • ht + l -f- a) cos a +

(2.67)

(2.66)

143

Vedere din A

b Fig. 2.38. Scheme pentru calculul peletizorului cu taler.

Mo Gt e sin a + Gt (0,5ht + l) cos a +

+ G( (0,3ht + l) cos a + 1 F t i - ( h t + l),

Eiotsinc<

(2.69) unde: Gt, Gt sînt greutatea talerului, respectiv a încărcăturii;

Fim F u — forţele de inerţie normală, respectiv tangenţială; eu h1 — coordonatele centrului de greutate total al talerului cu

încărcătură; l — dimensiune constructivă,

în aceste relaţii

x * u 2 900 (2.70)

144

sau

= (2.71) g 60 ta

unde: n este viteza de rotaţie a talerului; td — timpul de demaraj. Reacţiunile din lagăre sînt date de (v. fig. 2.38, ă) componenta radială

a greutăţii talerului G,r(Flt, F2t), componenta radială a greutăţii încărcăturii Gir(Flt, F2t), componenta axială a greutăţii încărcăturii Gia[Flt, F2i), precum şi de (v. fig. 2.38, b) forţa de inerţie normală Fin(Fm, F,n) şi forţa de iner-ţie tangenţială Fit(F'lt, F'2t). ^

Expresiile reacţiunilor sînt stabilite în tabelul 2.18 şi pe baza lor se pot calcula reacţiunile totale în cele două lagăre. Astfel, în lagărul inferior:

H, = UFu + Fn +Fîr+Ftn)* + Fif, {1.11}

iar în cel superior:

= f(F2t + F2i + F'u + FJ* + F'£. (2.73)

Tabelul 2.18

Expresiile reacţiunilor din lagărele peletizoarelor

Forţa Reacţiunea n

Forţa rulmentul inferior 1 rulmentul superior 2

G. cos a Flt = Gtr • 0,5 ht + l

F2t — Gtr • 0,5 ht + l + a cos a Flt = Gtr •

2 F2t — Gtr •

a

G- Gi cos a F^ — G{r 0,3 ht + l

F2i = Gir 0,3 ht + 1+ a

Gi cos a F^ — G{r a

F2i = Gir a

Gia Gi sin a F[i — Gia e a

F'2i = Gia e a

Fln Gt + Gi DnV

Fin — Fin 'h + l F — Fin

hr + l + a Fln

g 2 x 900 Fin — Fin

a x 2 n — Fin

a

Fit Gt + Gi

g T.Dtn 60 td

FU = Fit K + 1

a Fit = Fu .

h1 + l + a a

Momentul rezistent la rotirea talerului cu componentele se compune din: — momentul datorat forţelor axiale (admiţînd că se repartizează egal

pe cei doi rulmenţi)

Ma = G - i ± ^ sin « f o + f J n , , (2.74)

unde: rx, r2 sînt razele celor doi rulmenţi; jir — coeficientul de frecare în rulmenţi;

145

(2.76)

(2.75)

Mecanismul şurub-piuliţă de înclinare a talerului în limitele 45 ... 60° se calculează la forţa axială (fig. 2.38, c)

unde: dt este diametrul lagărelor de articulare a arborelui la batiu; [ial — •coeficientul de frecare în lagăre.

2.7. Instalaţii de prăjire în s t ra t fluidizat

Prăjirea concentratelor sulfuroase de metale neferoase se realizează în prezent aproape exclusiv în instalaţii de prăjire în strat fluidizat, renunţîn-•du-se la cuptoarele cu vetre suprapuse (pentru informare vezi lucrarea [13]).

Amplasarea utilajelor într-o instalaţie de prăjire în strat fluidizat este ilustrată în fig. 2.39 [31], Instalaţia permite realizarea a trei fluxuri la ale-gere, pentru obţinerea unei încărcături pentru cuptoarele de topire formată din concentrat prăjit, din concentrat crud cu adaosuri (buncărul tampon 7) sau dintr-un amestec de concentrat prăjit şi concentrat crud.

Temperatura de regim a stratului fluidizat este de 650 ... 800°C, sub 650°C obţinîndu-se o prăjire insuficientă, iar peste 800°C apărînd efectul nedorit de sinterizare a stratului, cu consecinţa întreruperii procesului de flui-dizare. Menţinerea temperaturii în aceste limite se realizează prin:

— varierea debitului de încărcătură rece alimentată în cuptor, prin re-glarea vitezei extractorului cu plăci 4;

— varierea distribuţiei debitului de aer de fluidizare sub şi deasupra stratului (ventilatoarele 22);

— varierea debitului de apă de răcire în zona de fluidizare. Gradul de desulfurare în cuptor este de pînă la 90%, în funcţie de

-condiţiile procesului de topire; restul sulfului se arde în camera 75, în ve-derea recuperării şi a evitării depunerilor pe electrozii filtrului electric.

O caracteristică a instalaţiilor de prăjire în strat fluidizat o constituie fluxul mixt, cu dezvoltarea puternică a fluxului pe verticală (nivelele I—IV), ceea ce are drept consecinţă reducerea suprafeţei instalaţiilor, însoţită însă de o creştere a complexităţii halei în care acestea sînt amplasate.

Proiectarea generală a instalaţiei se efectuează pe baza producţiei orare -de prăjit necesar pentru cuptoarele de topire Gp[t/h] şi a bilanţului de mate-

(2.77)

146

Fig. 2.39. Vedere schematică a instalaţiei de prăjire în strat fluidizat: 7 — transportor de încărcătură crudă; 2 — elevator cu cupe; 3, 17 — buncăre tampon; 4,8 — alimentatoare cu plăci; 5,6 — transportoare de scurtcircuitare a cuptorului; 9 — alimentator celular; 10 — cuptor; 77, 12 — evacuarea prăjitului; 13, 17, 19 — transportoare cu răzuitoare; 14 — ciclon; 75 — cameră de ardere a sulfului; 16 — preîncălzitor de aer; 18 — filtru electric; 10 — amestecător; 21 —• transportor de evacuare a prăjitului; 22 — ventilator de fluidizare;

2Ş — venţilator de alimentare cu aşr de ardere; 24 — ventilator pentru painşra ardere a sulfului; 25 — vcntilaţoţ de aer preîncălzit; 26 — exhaustor.

riale din fig. 2.40 care se stabileşte cantitativ cu următoarele valori medii: grad de desprăfuire total r\d + 0,9997; randamentul prăjirii rlp as 0,92.

Pe baza acestui bilanţ se determină capacităţile utilajelor, considerîn-du-se 5 ... 10% pierderi mecanice de prăjit la colectare şi transport.

Instalaţia de desprăfuire şi ventilatoarele se calculează la debitele specifice medii: gaze arse qga = 160 ... 180 Nm3/ /min-m2 de arie a vetrei cuptorului; aer de fluidizare qaf = = 14 ... 16 Nm3/min-m2; aer de ardere qaa — 4 ... 5 Nm3/ /min-m2 (la un debit specific de gaz metan de cca 0,4 m3/ /min-m2); aer de oxidare a sulfului qas = 2,5 ... 7,5 Nm3/ /kg-s. Debitul de aer preîncălzit rezultă din schimbul termic în preîncălzitor (gazele se răcesc de la 750° la 350°C, iar aerul se încălzeşte la 100 ... 150°C.

Utilajele instalaţiei nu pun, din punct de vedere con-structiv şi al calculului, probleme deosebite. Pentru cal-culul buncărelor şi alimentatoarelor v. cap. 1, paragraful 1.4. Amestecătoarele sînt de tip tambur (v. paragraful 2.4). Se menţionează răcirea cu apă a lagărelor şi carcase-lor transportoarelor cu răzuitoare pentru prăjit cald. Eva-cuarea prăjitului spre instalaţia de elaborare a matei se efectuează în transportoare cu bandă metalică, cu plăci sau cu răzuitoare.

Bibliografie la Capitolul 2

1. Rcchos, R. Rcnby, M. Bcucraut, M. Etude de l'agglomeration sur grille de melanges de minerais hematites. în: Journees sur l'agglomeration des minerais de fer, Genova, 1 8 - 1 9 noiembrie 1966, CDS, nr. 7 - 8 , 1967.

2. Astier, ] Some comments about iron ore supply to European iron and steel industry, în: Blast Furnace and Steel Plant, febr., 1966, 54, nr. 2.

3 * * * Sidmar, un acte de fois dans la siderurgie. In: Usines et industries nr. 18 — 19, 1967. 4. Garbe, H. Brandes, G. Betrieb neuzeitlicher Sinteranlagen. în : Stahl und Eisen, 82

(1962), nr. 19. 5. * * * Documentaţie Lurgi, Eisenhuttenwesen, Lurgi Gesellschaften, Frankfurt am Main,

1968. •6. Patkcvski, A. B. Aglomerationnie fabriki ciornoi metallurghii. Moscova, Metallurghizdat,

1954. 7. Olivcni, O. Abbisogno, S. Caracteristiques de construction de l'installation d'agglomeration

â l'usine de Bagnoli (Italsider). în : Journees sur l'agglomeration des minerais de fer, Genova, 1 8 - 1 9 noiembrie 1966, CDS, nr. 7 - 8 , 1967.

'8. Rcllct, P. Rcchos, R. Pichcn, F. La chaine d'agglomeration nr. I I I de Usinor (Dunkerque). în: Revue de Metallurgie, nr. 11, 1971, p. 693-699 .

'9. Wendeborn, H. Importance du procede d'agglomeration sur la production de la fonte. In: Metallgesellschaft- Revue de l'Activite, nr. 1, 1959 (traducere în 1. franceza).

Fig. 2.40. Bilan-ţul de materiale al instalaţiei de prăjire în strat

fluidizat.

148

10. Dumitraşcu, P. Oprescu, 1. Vîrcclacu, 1. Gulii, M. Analiza procesului de aglomerare în vede-rea conducerii complexe cu model matematic. In: Studii si cercetări de metalurgie, nr. 2, 1972.

1 1. Carignari, M. Chiavcrini, A. L'installation d'agglomeration de l'usine de Tarente (Italsider). Analyse des reultats de marche de decembre 1965 â septembre 1966. în: Journees sur lâgglomeration des minerais de fer, Genova, 18—19 noiembrie 1966, CDS, nr. 7—8, 1967.

12. Dttmaine, J. Resultats de marche des installations de preparation de matieres et d'agglo-meration â USINOR-Dunkerque. In: journees sur 1'agglomeration des minerais de fer,. Genova, 18-19 , noiembrie 1966, CDS, nr. 9, 1967.

13. Oprescu, 1. Utilajul şi proiectarea sectoarelor metalurgice. Bucureşti, Editura didactică şi pedagogică, 1968.

14. * * * Documentaţia firmei "The Power Gas Co Ltd Anglia, Bucureşti, IPROMET, 1962.. 15. * * * Documentaţia maşinii de aglomerare de 156 m2. Bucureşti, IPROMET, 1970. 16. * * * Documentaţia maşinii de aglomerare, de 95 m2. Bucureşti, IMNR, 1971. 17. Oberhăuser, A. Uhe, H. Maschinen und elektrotechnische Aufgaben in Sinteranlagen. In:

Stahl, und Eisen, nr. 24, 1967, p. 1 4 7 2 - 1477. 18. Oprescu, I. Dumitraşcu, P. Vîrcclacu, i . Gwţu M. Conducerea complexă a instalaţiei de aglo-

merare în vederea obţinerii producţiei maxime. în: Metalurgia, nr. 1—2, 1973. 19. Dumitraşcu, P. Oprescu, I. Vîrcclacu, I. Guţu, M. Optimizarea vitezei maşinilor de aglome-

rare. în: Studii şi cercetări de metalurgie, C.D.P.T., M.I.M., 1973. 20. Dcmaşhev, A. D. Utilaje pentru industria chimică. Bucureşti, Editura tehnică, 1962. 21. Renert, M. Calculul şi construcţia utilajului chimic, voi. II. Bucureşti, Editura didactică.

şi pedagogică, 1971. 22. * * * Documentaţie pentru amestecătoare tip tambur. Bucureşti, IPROMET 1968. 23. Trandajirescu, Al. Dimensionarea tehnologică a utilajelor de tip tambur rotativ. In: Meta-

lurgia, nr. 11, 1973, p. 7 0 9 - 7 1 2 . 24. finescu, V. V. Jinescu, Gh. Elemente de calcul funcţional la agregatele cu tambur rotativ.

în: Revista de Chimie, nr. 10, 1970. 25. Oprescu, I. Dumitraşcu, P. Vîrcclacu, I. Guţu, M. Stabilizarea caracteristicilor fizico-chimice

ale încărcăturii de aglomerare. în: Metalurgia, nr. 4, 1973. 26. Branişte, G. Blaga, D. Răcirea aglomeratului. Bucureşti, Sesiunea de comunicări IPROMET,

1968. 27 * * * Documentaţia pentru răcitorul de aglomerat cu cărucioare. Bucureşti, IPROMET,,

1970. 28. Bazancv, A. F. Podiomno-transpornîe maşinî. Moscova, Maşinostroenie, 1969. 29. SpivakcvsM, A. O. Diacikcv, V. K. Transportiruiuşcie maşinî. Moscova, Maşghiz, 1955. 30. Meyer, K. Stand der Entwicklung der Pelletisierung von Eisenerzen în: Stahl und Eisen,,

nr. 82, 1962, p. 147 -154 . 31. * * * Instalaţie de prajire în strat fluidizat, Bucureşti, IPROMET - IMNR, 1972. 32. * * * Prospect al firmei Dalattre-Levivier. Bucureşti, IPROMET, 1969. 33 Simen, M. F. (Dclatre Lcvivier) Un progres în aglomerarea minereurilor de fier „Răcirea;

pe maşina de aglomerare". Conferinţă la Congresul AIME, Dalas (SUA), febr., 1974.. 34. Thibaut, I. Chevalier, P. Bcinay, G. Noua instalaţie de aglomerare cu răcire încorporată-

a Societăţii Hauts Eonrneaux de la Chicrs, ă Iomvy. în: Revue de Metallurgie, oct., 1974.. 35. Asiier, J. (IRSID) Maşini de aglomerare cu răcire cu grătar. în: C.I.T., nr. 11, 1974. 36. Ccnsscin, P. Fabrica de aglomerare II de ia Sidmar. în : CIT, nr. 6, 1974.

Capitolul 3. U T I L A J E L E I N S T A L A Ţ I I L O R DE E L A B O R A R E A F O N T E I

3.1. Soluţii tehnice la instalaţiile de c o l e c t a r e şi d o z a r e a m a t e r i a l e l o r de î n c ă r c a r e si de a l i m e n t a r e a furnalelor »

Instalaţiile de colectare şi dozare a încărcăturii şi de transport al acesteia la gura furnalului trebuie să răspundă cerinţelor tehnologice, dintre care cele principale sînt: asigurarea unei încărcături multicomponente dozată gra-vimetric; satisfacerea ritmului de încărcare maxim necesitat de agregatul de elaborare; posibilitatea de variere a schemei de încărcare, în vederea con-ducerii procesului; posibilitatea de automatizare totală.

Soluţia clasică a instalaţiilor, în flux discontinuu, este ilustrată în fig. 3.1 şi fig. 3.2 [2, 1], Alimentarea instalaţiei se realizează cu vagoane de cale ferată

Fig. 3.1. Soluţie clasică a instalaţiilor de mecanizare în flux discontinuu (macara-portal-vagon cîntar-elevator cu skipuri):

7 — estacadă de descărcare; 2 — macara portal; 3 — stivă de material; 4 — buncărele estacadei de încărcare în furnal; 5 — cale ferată în consolă; 6 — groapa skipurilor; 7 — skip de cocs mărunt; 8 — calea de rulare a skipurilor; 9 — casa troliilor; 10 — furnal; 77 — vagon cîntar; 72 — graifer; 13 — cărucior cu graifăr; 14 — vagoane autodescărcătoare de minereu; 75 — vagoane autodescărcătoare de cocs; 16 — skip; 77 — troliul ski-

purilor; 18 — troliul balansierilor; 19 — piciorul macaralei portal cu graifer.

sau transfercare de minereu şi de cocs, colectarea şi dozarea încărcăturii cu vagon-cîntar (pîlnii cîntar pentru cocs), iar alimentarea furnalului cu eleva-tor cu schipuri. Soluţia este legată şi de soluţia veche de mecanizare a parcu-rilor de materii prime cu macarale portal (v. fig. 3.1).

1 5 0

Soluţia cea mai răspindită în prezent, sub diferite forme de realizare., este în flux mixt. Organizarea modernă a parcurilor de materii prime cu uti-laje la sol (v. cap. 1, paragraful 1.1) şi a instalaţiilor de aglomerare (v. cap. 2, paragraful 2.1) a condus la alimentarea estacadei buncărelor furnalelor exclu-

siv cu transportoare cu bandă, de mare productivitate, conform schemei de principiu din fig. 3.3 [H], Repartizarea materiilor prime între buncăre se efectuează cu transportoarele de distribuţie 5 şi 6 (mobile, mobile reversibile sau cu cărucior descărcător bilateral), iar evacuarea aglomeratului şi coc-sului mărunt cu transportoarele 7 şi 8.

151

Vagonul-cîntar prezintă ca deficienţe principale productivitatea limitată şi automatizarea dificilă a ciclului de colectare. La instalaţiile moderne, pentru furnale mari, el este înlocuit prin sisteme de transportoare cu bandă şi pîlnii-cîntar, pentru colectarea şi dozarea tuturor materialelor de încărcare,

Fig. 3.3. Alimentarea cu benzi a silozurilor de zi (A —aglomerat; M — minereu; Mn — minereu de mangan; C — calcar; K — cocs):

7 — ciuruirea cocsului; 2 — transportor pentru cocs; 3 — transportor pentru aglomerat; 4 — transportor pen-tru minereu; transportor pentru aglomerat şi co : ş ; 6 — transportor pentru minereu şi aglomerat; 7 — trans-

portor pentru aglomerat mărunt; 8 — transportor pentru cocs mărunt.

(fig. 3.4), predozarea (volumică) a acestora efectuîndu-se cu alimentatoare vibratoare sau cu bandă la buncăre, (v. cap. 1, paragraful 1.5), care înlocu-iesc alimentatoarele tip tambur (v. fig. 3.2) [1], Vagoanele-cîntar se utilizează în prezent pentru furnale cu volum util pînă la 1 700 m3. înlocuirea vago-nului-cîntar prin sisteme continue de colectare şi dozare, de mare productivi-tate şi total automatizate, este condiţionată de utilizarea unei proporţii din ce în ce mai mari de aglomerat în încărcătura furnalului şi, corespunzător, de reducerea numărului de componenţi ai acesteia.

în soluţiile cu flux mixt se menţine alimentarea furnalului cu elevator cu schipuri, care, prin mărirea volumului schipului şi a vitezelor şi acceleraţi-ilor, poate satisface ritmurile maxime de încărcare la furnale cu volum util pînă la 3 000 m3.

Soluţia în flux continuu este utilizată pentru furnalele de mare şi medie capacitate, elevatorul cu schipuri din soluţia precedentă fiind înlocuit prin transportoare cu bandă înclinate la un unghi maxim de 18 ... 22°, ceea ce condiţionează amplasarea reciprocă a instalaţiei de colectare şi dozare şi a furnalului propriu-zis. O variantă uzuală de amplasare şi legătura cu parcul de materii prime este prezentată în fig. 3.5 şi fig. 3.6 [14] (v. şi cap. 1, fig. 1.1). Se remarcă fluxul continuu, realizat exclusiv cu transportoare cu bandă. Materialele se predozează volumetric din buncăre cu alimentatoare vibratoare pe transportoarele-extractoare M1; M2, care deversează pe trans-portoarele colectoare M4, M7 ce alimentează transportoarele înclinate M6, M9

de alimentare a furnalelor.

152

De la furnalul fţplnfiir-' nr.Z I ] nclulnnJL

4Da staţia de concosad\^) ia cocsului »=? La aglomerare

^zAV

>

^ ^ ^ ^ VI

ţp ^ ^ 7

7 11

^ ^ ^ c ^ / I f c S t ^ f cÂV

CSJ Egp igp #

^ [Tl ^ ^ ^

( j j ^ m

LEGENDA AV-Alimentator eiectrovibrant

j CV- Ciur e/ectrovibrant PC~ Pîlnie cîntar

^ Cocs

—•—Aglomerat — - Minereu

F i g . 3 . 4 . S i s t e m d e a l i m e n t a r e a s k i p u r i l o r c u t r a n s p o r t o a r e c u b a n d ă ( A - a g l o m e r a t ; M — m i n e n e r e u ; Mn — m i n e r e u d e M u ; C — c a l c a r ; K — c o c s ; AV — a l i m e n t a t o r v i b r a n t ; CV — c i u r v i b r a n t ; PC— p î l n i e c î n t a r ) :

7 — transportor pentru minereuri; 2 — pîlnie cîntar pentru minereuri; 3 — transportor pentru aglomerat; 4 — ciur pentru aglomerat; 5 — pîlnie c întar ; 6 — transportor pentru cocs; 7 — ciur pentru cocs; 8 — pîlnie cîntar pentru cocs; 9 — alimentator electrovibrant; 10 — pîlnie cîntar pentru minereuri de

volum mic; 77 — transportor pentru cocs mărunt; 12 — transportor pentru aglomerat mărunt.

Fig. 3.5. Schema instala-ţiilor de transport pentru depozitarea materiilor pri-me şi de alimentare a furnalelor (utilizare exclu-sivă a transportoarelor cu

bandă): A — bazin portuar; B — mine-ralier; C — cheiul portului; D — pod rulant de descărcare a mine-ralierelor; E — stivă preliminar» (de descărcare); F — parc de-materii prime; G — maşină de stivuire şi reluare; H — benzi de stivuire; I — benzi de reluare;: J — staţia de concasare secun-dară ; K — silozuri de recepţie a cocsului, dolomitei şi calcarului; L — silozuri de recepţie a mine-reului ; M — stoc de dolomită; N — stoc de calcar; O — stive de cocs; P — staţie de, sortare a cocsului şi calcarului; Q — staţie de măcinare şi ciuruire; R — sta-ţie de amestecare; S — parc de omogenizare; T — maşină de sti-vuire; U — maşină de reluare; V — fabrica de aglomerare; W — staţia de sortare a aglomeratului; X — silozuri de zi pentru mate-riile prime; V — silozuri de des-cărcare a autocamioanelor şi vago-anelor ;^ — delimitarea uzinei si-derurgice. M4, M6 — benzi de a-limentare a furnalului nr. 1; M~tV M9 — benzi de alimentare a fur-nalului nr. 2 ; Mlt M2 — extrac-

toare cu bandă; 7 — cale ferată de primire a mi-nereului; 2 — cale ferată de pri-mire a calcarului şi dolomitei; 3 — cale ferată de primire a cocsului; 4 — căi ferate pentru fontă şi di-verse ; 5 — cale ferată pentru praf de furnal; 6 — cale ferată pentru uzină; 7 — cale ferată pentru a -glomerat; 8 — calea ferată de pri-mire a prafului de furnal şi di-verse; 9 — circulaţia generală;

Fig. 3.6. Secţiune longitu-dinală (a) şi transversală (b) prin silozurile de zi pentru materii prime (alimentare

cu bandă a furnalelor): a — secţiune longitudinală ; b —

secţiune transversală; 1 — extractor electromagnetic; 2 — extractor vibrator electrome-canic grosier; 3 — bandă reversi-bilă de alimentare a silozurilor în partea superioară; 4 — benzi de distribuţie ale materiilor prime; 5 — cîntar de control; 6, 7,8 — •cîntare de minereu sau calcar, de-aglomerat, de cocs; 9 — bandă de retur pentru cocs mărunt; Mlt iVfj ^, M.2, — extractoare cu

bandă.

155

O variantă a soluţiei in flux continuu (sistem Dingler fig. 3,7) este utili-zată de regulă pentru alimentarea unei baterii de două furnale, la care mate-rialele de încărcare se dozează din buncărele 5 separat pe transportoarele colectoare B^ ... B3, care le deversează pe transportorul înclinat de ali-mentare a furnalului.

Tendinţa de înlocuire treptată a utilajelor grele cu funcţionare ciclică (elevator cu schipuri, vagon-cîntar, transfercare etc.) cu sisteme de trans-

ji

Fig. 3.7. Alimentare cu benzi a furnalelor, sistem Dingler: 1 — instalaţie de acţionare hidraulică; 2 — cilindrul de acţionare al conurilor; 3 — di-

stribuitor rotativ; 4 — nivelul sondelor; 5 — buncăre de materiale; 6 — clapă de obturare; BY... D, — transportoare cu bandă.

portoare cu bandă prezintă avantaje evidente tehnice şi economice, legate în primul rînd de reducerea greutăţii, complexităţii şi deci a costului echipa-mentului, simplitatea întreţinerii în exploatare, creşterea productivităţii şi posibilitatea de automatizare totală centralizată. Trebuie avută în vedere însă rezolvarea unor probleme legate în special de construcţia şi întreţinerea trans-portoarelor lungi, a staţiilor de transfer necesare (v. cap. 1, paragraful 1.2), de tendinţa de segregare granulometrică a materialelor pe benzi de lungimi mari, cu implicaţii asupra funcţionării furnalelor şi altele.

Proiectarea generală a instalaţiei se face pe baza producţiei orare maxime a furnalului GF [t fontă/h] şi a consumurilor specifice qt [t/t fontă] de materiale

156

de încărcare, care determină productivitatea necesară a instalaţiei de colec-tare, dozare şi încărcare (Kn = 1,05 ... 1,10)

G, = K,Gr^qt [t/h]. i= i

(3.1)

Pentru instalaţia în flux discontinuu, cantitatea materiilor prime con-ţinute într-o unitate de încărcare compusă din a schipuri de aglomerat, m schipuri de minereu şi calcar şi k schipuri de cocs este

V,9, ia?va + «P* k?vk) W, (3.2)

unde: Vs este volumul schipului, în m3 (tps 0,8), rezultînd numărul de unităţi de încărcare necesare pe oră nut — GJGU şi durata maximă admisibilă a ciclului instalaţiei de încărcare (pentru alimentarea unei unităţi)

3 600 [s]. (3.3)

Calculul se efectuează pentru schema de încărcare MMKK, cea mai dezavantajoasă. Instalaţia de încărcare trebuie să îndeplinească condiţia,

(3.4)

în care tcve reprezintă durata realizată a ciclului instalaţiei, determinată în principal de ciclul vagonului cîntar şi al elevatorului cu schipuri (v. para-graful 3.2.2).

Capacitatea vagonului-cîntar Vb (volumul unui buncăr propriu) şi a schipului Vs se aleg de obicei în funcţie de volumul util al furnalului (ta-belul 3.1). Pentru siguranţă se efectuează verificarea valorii Vb în cazul

Tabelul 3.7

Capaci tă ţ i le u t i l a j e l o r i n s t a l a ţ i e i de î n c ă r c a r e în f u n c ţ i e de v o l u m u l uti l a l f u r n a l u l u i

Valori pentru furnalul cu volum util, m3

Caracteristici 7 0 0 . . . 1 000 1 000 . . . 1 500 1 500 . . . 2 000

C a p a c i t a t e a v a g o n u l u i - c î n t a r , t 25 30 30 V o l u m u l b u n c ă r e l o r v a g o n u l u i -

c î n t a r , m 3 2 x 6,5 2 x 8 2 x 9 V o l u m e l e s c h i p u l u i , m 3 7,5 9 12 V o l u m u l s c h i p u l u i d e c o c s m ă -

r u n t , m 3 0,7 ... 1,0 Volumul pîlniilor-cîntar:

— a g l o m e r a t ; — — 12 — m i n e r e u , c a l c a r ; 4 ... 6 — c o c s 12

157

cel mai dezavantajos (schema de încărcare MMMKKK) prin condiţia (fără cocs, cpu c- 0,8):

Vb > — ^L'pÎL (3.5) • 3 • <P« ««< FCI Pvi

Pentru instalaţia în flux mixt, cu colectarea încărcăturii cu transpor-toare cu bandă şi dozarea cu pîlnii-cîntar, timpii necesari de colectare şi transport la pîlniile cîntar a materiilor prime sînt teoretic tca, adoptîndu-se practic, pentru siguranţă tcJ2. Timpii realizaţi de fiecare linie de colectare tr

trebuie să satisfacă condiţia:

t. = h < , (3.5'} Vb 2

din care se determină vitezele transportoarelor cu bandă vb, la lungimi de transport impuse Lt.

Productivitatea necesară transportoarelor cu bandă se determină din relaţia de tipul

Gb = ^ J L , (3.6)

unde: Vpc este volumul pîlniei-cîntar respective. Acest volum se adoptă egal cu volumul schipului (v. tabelul 3.1). Du-

rata realizată a ciclului întregii instalaţii trebuie să îndeplinească condiţia anterioară, tci ^ tia.

Numărul de buncăre ale instalaţiei se stabileşte cu relaţia (cpM 0,8);

r 11 o ti " ~ 2D 2JLSL (3.7)

fu i = 1 p • i bl"ii

unde:' noi este numărul de ore de depozitare (tampon); în general, noi = = 8 ... 24 h; vb — volumul buncărului, în m3.

Volumul buncărelor se adoptă. După unele date practice se adoptă 2 m3 buncăr/m3 volum util al furnalului pentru minereuri şi fondanţi şi 0,6 ... ... 0,7 m3/m3 pentru cocs, sau se adoptă volume utile de cca 100 m3 (170 ... ... 200 t aglomerat, 200 ... 300 t minereu, 150 ... 170 t calcar).

La soluţia în flux discontinuu buncărele se amplasează pe două rîn-duri, printre care circulă vagonul-cîntar (v. fig. 3.2). Buncărele de cocs sînt în număr de două, amplasate de-o parte şi de cealaltă a axei elevatorului cu schipuri, volumul lor stabilindu-se pentru o rezervă de 8 ... 10 h.

La soluţia în flux mixt buncărele se amplasează pe două sau trei rînduri (v. fig. 3.3 şi fig. 3.4), în ultimul caz corespunzătoare respectiv aglomeratu-lui, cocsului şi adaosurilor (calcar, minereuri).

158

3.2. Ut i la je de c o l e c t a r e şi d o z a r e a a g l o m e r a t u l u i şi adaosur i lor

3.2.1. Alimentatoare tip-tambur*

Acestea sînt tipuri specializate de alimentatoare pentru predozarea volu-metrică a materiilor prime în buncărele vagoanelor-cîntar [1, 4].

Construcţia alimentatorului este prezentată în fig. 3.8. Tamburul este realizat dintr-un cilindru din tablă de oţel sudat la discurile laterale. Sec-ţiunea de evacuare a materialului este închisă de pragul de reţinere 9. Acţio-narea alimentatorului se realizează cu mecanismele corespunzătoare de pe vagonul-cîntar (v. paragraful 3.2.2): rotirea tamburului prin coroana din-ţată şi ridicarea pragului de reţinere prin împingerea în sus a pîrghiei cu rolă.

Poziţionarea tamburului la baza buncărului (fig. 3.9, a) trebuie să res-pecte condiţia antrenării particulei A de către tamburul în mişcare (în caz contrar zona de buncăr din jurul acestui punct rămîne blocată) şi condiţia •de nelunecare pe suprafaţa tamburului în repaos a particulei B (în caz contrar materialul curge liber, nedozat). Din aceste condiţii rezultă poziţia A a peretelui posterior al buncărului şi poziţia B a pragului de reţinere:

ax < arc tg [Ai; oc2 < arc tg (3.8-9)

unde: este coeficientul de frecare a materialului pe tamburul în mişcare (pentru minereu, = 0,58) ; y.2 = idem, frecarea materialului pe tamburul în repaus (pentru minereu, \}.2 = 1,19), adoptîndu-se uzual ax = 30° şi a2 = = 50°. Punctul C, care defineşte poziţia peretelui anterior al buncărului, este definit de distanţele:

a x 150 (se adoptă); b = cos a2 + sin <x2 + a j tgcp,. (3.10-11)

Din relaţiile prezentate rezultă dimensiunile caracteristice: lăţimea orificiului de evacuare al buncărului

c = -y sin ax — a, (3.12)

şi dimensiunile secţiunii prismei de material de sub peretele anterior (cu aproximare în plus):

bp = — sin a2 + a; hv = ' — sin a2 + «] tg cpt (3.13-14) 2 1 2 J

Forţele de apăsare asupra tamburului sînt (fig. 3.9, b): forţa generată de coloana de material din buncăr

Fy = phcLt (3.15)

*) Celelalte tipuri de alimentatoare sînt prezentate în cap. 1, paragraful 1.5.

159

discurile laterale ale tamburului- 2 a , î ^ ă t o r - a l i m e n t a t o r c u t a m b w :

6 —. ti jă verticală de acţionare a t r a n s e MţeraZe de susţinere a tambu-10 - resort; 11 - răzuitorul tamburului. t r a v e r s a - 9 ~ traversa longitudinală a închizătorului;

unde: pQ este presiunea în secţiunea orificiului de evacuare (v. relaţia 1.136); şi forţa generată de masa prismei de material

F 2 = b ^ L t Y v (3.16)

Fig. 3.9. Schema pentru calculul forţelor de apăsare asupra tamburului: a — condiţia de antrenare; b — forţele de apăsare; c — viteza periferică a tamburului.

Pe baza lor rezultă momentul rezistent la axa de rotaţie (v. fig. 3.19, b)

Mt = (F, + F2) (x2 ^ + (F , + F2 + G () [ial A , (3.17)

unde: G, este greutatea tamburului; \xal — coeficientul de frecare în lagăre = 0 , 1 2 ) .

Viteza de rotaţie a tamburului se stabilleşte în funcţie de viteza de evacuare a materialului, considerată egală cu viteza periferică vt a tamburului

161

Fig. 3.10. Vagon-cîntar: 7 — cadrul vagonului; 2 —boghiu; 3 — închizătoarele buncărelor vagonului cîntar; 4 — buncărele vagonului cîntar; 5 — mecanismul de acţionare a închizătoarelor alimentatoare cu tambur; 6" — instalaţia de aer comprimat; 7 — cabina de comandă; S — culisele oscilante; 9 — închizătorul alimentator cu tambur; 70 — sistemul de

cîntărire; 77 —imecanism de acţionare a obloanelor de închidere a buncărelor; 72 — mecanism de ridicare (coborîre) a culiselor oscilante.

si condiţională de debitul @([m3/h] impus alimentatorului (ş,, 0,7 ...0,8, fig. 3.9, c):

= 1 [ m / s ^ ' ( 3 - 1 8 ) 3 600 ţ u L t h

unde: h este înălţimea de ridicare a pragului de reţinere, în m (h ~ 300 mm). în general, nt = 10 ... rezultînd<2e = IO3 ... 1,5- 103m3/h. Greu-

min

tatea alimentatorului cu dimensiunile din fig. 3.8 este de 3 400 ... 4 200 daN.

3.2.2. Vagonui-cîntar Varianta constructivă modernă de vagon-cîntar, utilizat pentru colec-

tarea şi dozarea încărcăturii furnalelor cu volum util pînă la 1 700 m3, este prezentată în fig. 3.10. El efectuează următoarele operaţii: deplasarea la nivelul buncărelor (mecanismele de deplasare 2, individuale pe boghiuri); acţionarea alimentatoarelor ţip tambur (mecanismul de antrenare 5 şi me-canismele 12 de oscilare a casetelor 8); colectarea încărcăturii în buncărele 4 şi cîntărirea acesteia (mecanismul de cîntărire); cvarii arrg rn a 1 eri a 1 f i o r în schipuri (mecanismele 11 de acţionare a clapelor buncărelor 4). Grupul mo-tocompresor 5 asigură acţionarea pneumatică a mecanismelor 11 şi 72 şi a frînării vagonului (presiunea aerului 7 — 8 daN/cm2).

Caracteristicile principale ale tipurilor uzuale de vagoane-cîntar sînt date în tabelul 3.2.

Tabelul 3.2

Caracteristicile vagoanelor cîntar


de măsură 25

Tipul vagonului

30 40

C a p a c i t a t e t 25 30 40 V o l u m u l c e l o r d o u ă b u n c ă r e a l e

v a g o n u l u i m 3 2 x 6,5 2 x 8 2 x 9 V i t e z a d e d e p l a s a r e m / m i n 120 264 180 P r e c i z i a d e c î n t ă r i r e k g ± 2 5 ± 2 5 ± 2 5 L u n g i m e a t o t a l ă a v a g o n u l u i î n t r e

t a m p o a n e m m 15 260 17 140 17 000 Puterea mecanismului de depla-

s a r e kW 2 x 18,8 — 2 x 31 Puterea de acţionare a închizăto-

r u l u i c u t a m b u r kW 14 — 17,3 Compresorul instalaţiei de aer

c o m p r i m a t : D e b i t m3/h 50 — —

Putere k\V 13 — —

Masa vagonului t 50 70 70

1 6 3

Capacitatea vagonului-cîntar se alege şi se verifică conform paragra-fului 3.1.1. [V. tabelul 3.1 şi relaţia (3.5)]. Pentru verificarea condiţiei de pro-ductivitate (3.4) se stabileşte diagrama (graficul) de lucru a vagonului, co-relată cu elevatorul cu schipuri pentru colectarea materialelor dintr-o uni-tate de încărcare.

Diagrama se stabileşte pentru condiţiile cele mai dezavantajoase: schema de încărcare MMMKKK, deplasarea vagonului la buncărele extreme. Metoda de calcul este exemplificată în tabelul 3.3 şi fig. 3.11, considerînd ampla-sarea buncărelor din figură şi colectarea a două buncăre de aglomerat şi a unui buncăr de cocs.

Pentru efectuarea calculului sînt necesare următoarele precizări: — timpii de pornire tp, frînare tf şi de deplasare în regim tr se determină

din cinematica mişcării uniform accelerate (decelerate), considerîndu-se ac-celeraţia (deceleraţia) egală cu 0,2 ... 0,3 m/s2;

— timpii auxiliari se adoptă: timpul de acţionare a casetei oscilante t2 « 5 s; timpul de oprire precisă a vagonului sub buncăr t3 c^ 5 s; timpul de descărcare a buncărului propriu t i c^ 10 s; timp suplimentar pe operaţie (citirea cîntarului, timp mort etc.) t5 c^ 5 s; timpul de dozare a materiilor prime se calculează cu relaţia

h = Vja [s], (3.19) unde: Vm este volumul de material ce trebuie dozat, în m3; ta — timpul specific de dozare al alimentatorului, în s/m3, este funcţie de debitul ali-mentatorului ;

— timpii de aşteptare ta rezultă din corelarea funcţionării vagonului-cîn-tar cu cea a elevatorului cu schipuri:

= + 3 DO, (3.20) i = 1

unde: ts este durata cursei elevatorului cu schipuri, în s (v. paragraful 3.4); tpk — timpul de descărcare a pîlniei-cîntar de cocs în schip, în s (tpk cm 10 s);

ta 6 = ^ DO ( 3 - 2 1 ) 12

= ' . - £ < « DO (3.22) t = 8

şi deoarece este evident că tai3 < 0, rezultă că acesta este timp de aşteptare pentru elevatorul cu schipuri;

— volumele de materiale ce se dozează în buncărele vagonului-cîntar se stabilesc cu relaţia generală (v. semnificaţiile în paragraful 3.1)

V i = M . [m3 ] ) ( 3 . 2 3 ) n .p .

ţinîndu-se seama că aglomeratul se colectează simultan în două buncăre, iar minereul şi calcarul în acelaşi buncăr al vagonului-cîntar.

Din relaţiile prezentate rezultă durata ciclului vagonului-cîntar corelat cu cel al elevatorului cu schipuri (v. tabelul 3.1 şi fig. 3.11)

164

Tabelul 3.3

Elemente pentru calculul duratei ciclului vagonului-cîntar

Timpi de deplasare Timpi auxiliari

Operaţia pornire regim frinare total Timpi auxiliari

Timp de aşteptare Durata totală a operaţiei

tp tr *f ta h h h <5

Timp de aşteptare

Deplasarea pe distanţa L1 tp i trl (di — — hi — ' l = tdl + ^ 3 1

Colectarea aglomeratului — — — — h 2 '22 hi 52 — '2 = '12 + '22 + '32 + '52

Deplasare pe distanţa L1 tr3 l{3 hi — — f33 — — — '3 = + (33 = '1

Aşteptarea schipului gol ' 4 ~ tai

Descărcarea unui buncăr în schip h = '45

Aşteptarea schipului gol tas = ta 6 Descărcarea celuilalt buncăr în

schip — — — — h-, — '7 = '47 Deplasare pe distanţa L2 tp8 trs l f s lds — — 38 — — — 18 = 'ci8 + 38

Colectarea calcarului — — — — 19 29 ^39 — ' 9 = 'lO + '29 + ^39 + '59

Deplasare pe distanţa Ls Vio 'rio tfio tdlo — — 310 — — — 'io = 'rflo + 3 10 Colectarea minereului — — — — 'lll hn '311 — '511 — 'll = 'lll + 211 + 311 + '51 Deplasare pe distanţa Ls tpi 2 tfVi — — ^312 — — — ' l2 = tcliz + '312

Aşteptarea schipului gol '«13 '13 = ta\3

Descărcarea buncărului în schip — — — — — *414 — — t\\ ~ 1414

TOTAL 2 tp ~Ltr ~Ztf »3 S tt s ta

14

tcve ~ } ] h i = l

Co < 0

<o Co

<o <0

Î C

<

Fig. 3.11. Graficul de lucru al vagonului cîntar: — timp de colectare material pentru operaţia i; t^ — timp de ridicare (coborîre) a casetelorôscilante pentru operaţia i;

• timpi de oprire precisă, de descărcare în buncăr, respectiv timp suplimentar pentru operaţia i ; t a i — timp de aşteptare pentru operaţia i ; t^ţ — timp de deplasare pentru operaţia «'; A — aglomerat; C — calcar; M — minereu; t^-, tnţ, t^ — timpi de demaraj, de mers cu viteză nominală şi de frînare pentru operaţia

b

Fig. 3.12. Mecanismul de acţionare a închizătoarelor alimentatoare cu tambur:

a — cu transmisie cu roţi conice; b — cu transmisie cu reductor melc-roată melcată; 7 — motor electric; 2 — reductor cu două trepte; 3 — frînă; 4 — ax transversal 5 — angrenaj cu roţi conice; 6 — ax longitudinal; 7 — casetă oscilantă; 8 — roată dinţată antrenată; 9 — roată dinţată de atac; 10 — coroana dinţată a tamburului alimentator; 11 — motor electric; 12 — cuplaj cu dinţi; 13 — angrenaj melc-roată

melcată; 14 — cuplaj.

Dacă condiţia (3.4) nu este satisfăcută, vagonul-cîntar nu poate face faţă ritmului maxim de alimentare a furnalului, fiind necesară modificarea corespunzătoare a factorilor determinanţi ai duratei ciclului (distanţe, viteze, schemă de colectare, etc.) în scopul micşorării valorii tcw.

Mecanismul de antrenare a tamburului alimentatorului tip tambur are schema cinematică în variantele din fig. 3.12. Deoarece se acţionează simul-tan angrenajele din două casete, puterea de acţionare este (rj 0,6)

P = t k W ] > ( 3 - 2 5 )

unde: M,[daN.m], nt [rot/min] — v. paragraful 3.2.1. Raportul total de transmitere necesar al mecanismului

iT = . (3.26)

Fig. 3.13. Mecanismul de oscilare a culiselor oscilante: a — în poziţie de repaus; b — în poziţie de lucru:

7 — casetă; 2 — pivot; 3 — cilindru de acţionare; 4 — roată dinţată de atac; 5 — roată dinţată antrenată; 6 — coroană dinţată; 7 — prag; 8 — pîrghie cu rolă; 9 — carcasă

oscilantă; 10 — manivelă; 11 — pîrghie.

unde: nm este viteza de rotaţie a motorului, distribuindu-se pe treptele transmisiei (angrenajele din casete au raport de transmitere unitar).

Mecanismul de oscilare a casetelor (fig. 3.13) are rolul de a cupla va-gonul-cîntar la alimentatorul tip tambur, prin intrarea în angrenare a pinio-nului de atac 4 cu coroana dinţată 6 de pe periferia tamburului şi ridi-carea pragului de reţinere prin acţionarea pragului 7 asupra pîrghiei cu

168

rolă 8 (v. şi fig. 3.8). Axele 2 ale casetelor sînt tubulare, prin interiorul lor trecînd arborele pinionului 5 (v. şi fig. 3.12). Protejarea pinionului 4 se realizează cu carcasa oscilantă 9, acţionată de pîrghia 77 şi manivela 10.

Mecanismul de acţionare a clapelor buncărelor proprii are construcţia schematică din fig. 3.14. Acţionarea clapelor se efectuează prin intermediul

clapelor buncărelor vago-Fig. 3.14. Mecanismul de acţionare a nului cîntar:

« — mecanismul propriu-zis; 6 — instalaţia pneumatică de acţionare; c — sistemul de acţionare cilindru pneumaticcremalieră;

7 — clapă; 2 — biele curbate; 3 — manivelă; 4 — ax ; 5 — cilindru pneumatic; 6 -* cremalieră; 7 — pinion.

169

manivelei 3 şi a bielelor curbate 2. Arcurile 8 amortizează şocurile la des-chidere.

Calculul mecanismului se efectuează conform schemei din fig. 3.15. Momentul pîrghiei conduse 02B la începutul deschiderii clapelor tensiunile normale a)

MC1 = XGL dx = [B xyv(x ' sin ax + H) (cos2 ax + Jo Jo

+ km sin2 a,) Lăx = — yvLB2 (cos2 ax + km- sin2 Kl)(3H + 2B sin a j (3.27) 6

iar la începutul închiderii clapelor (gre-utatea clapei Gc)

MC2 = GC(0,5B COS a2 — A sin a2) (3.28)

unde: L este lungimea clapei; B — înălţimea buncărului; a l t a2 — înclina-ţia oblonului închis, respectiv deschis; km — coeficient de mobilitate a mate-rialului (v. paragraful 1.5.1)

Momentul total pe axa manivelei Fig. 3.15. Schema de calcul a mecanismului °l l a începutul deschiderii, respectiv

de acţionare a clapelor vagonului cîntar. închiderii clapelor

MM = 2 MCU2 l

d - ± 1 e

(3.29)

momentul maxim corespunzînd începutului închiderii clapelor. Pe baza sa se determină forţa în cremalieră, necesară pentru dimensionarea acesteia şi a cilindrului pneumatic de acţionare.

Mecanismul de cîntărire, în varianta obişnuită mecanică, are schema din fig. 3.16, asemănătoare ca principiu unui cîntar mecanic cu pîrghii. El permite indicarea şi înregistrarea variaţiei în timp a masei de materiale colec-tate de vagon.

Rigiditatea arcului mecanismului de cîntărire se determină pentru forţa care se transmite arcului 1 (fig. 3.17)

Kv^ [daN], (3.30)

unde: Kp este coeficient de tensionare preliminară, pentru eliminarea cursei moarte (K p a* 1,2); Gb — greutatea buncărului cu material, în daN; it — ra-portul de aemultiplicare total al sistemului de pîrghii de cîntărire; şi deformarea (săgeata)

/ Li (3.31)

170

Fig. 3.16. Mecanism de cîntărire: a — pîrghiile de ridicare; b — pîrghii de transmisie; c — schemă cinematică generală; 7 — pîrgh ii de ridicare; 2 — suporţi; .3 — piesă de legătură; 4 — adaosuri; 5 — prizme; 6 — suporţi; 7 — dispozitiv de suspendare; 8 — braţe; 9 — tiran ţ i ; 30 — pîrghii de transmisie;11 — tirant cu lanţ; 12 — carcasa vagonului cîntar; 13 — tirant; 14 — pîrghie; 15 — scoabă;

— ramă de bază; 17 — greutate; 18 — tirant; 19 — suspendare; 20 — amortizor; 21 — cremalieră; 22 — reort; 23 — scală-; 24 — disc cu cifre; 25 — bandă de scris; 26 — mecanism de înregistrare.

unde: s este cursa cremalierei mecanismului la o rotaţie completata pinionului acului indicator.

în relaţiile de mai sus:

i t = = h h b h , ( 3 . 3 3 ) /j /2 /g

Fig. 3.17. Schema de calcul a mecanismului de cîntărire a vagonului cîntar:

7 — arc; 2 — contragreutate; 3 — indicator.

S = tzDp, (3.33)

unde: Dp este diametrul pinionului acului indicator. Precizia absolută teoretică de cîntărire ± 2 5 kg, este influenţată negativ

de inerţia operatorului vagonului. La unele tipuri se utilizează cîntărirea electrică, prin plasarea buncărelor vagonului pe doze tensometrice, reglarea masei de material dozate prin comanda cu anticipare a opririi alimenta-toarelor tambur şi alte modalităţi pentru îmbunătăţirea preciziei de dozare.

Mecanismul de deplasare, individual pe fiecare boghiu, are construcţia din fig. 3.18. Mecanismul se montează elastic, prin arcurile 2, la şasiul va-gonului, în vederea atenuării şocurilor.

Mecanismul se calculează pe baza diagramei de sarcină pe durata ciclului de colectare a materialelor pentru o unitate de încărcare, determinată de graficul de lucru al vagonului-cîntar. Pentru graficul de lucru din fig. 3.11 corespunde diagrama de sarcină din fig. 3.19. Momentele statice la axa roţii de rulare pentru fiecare perioadă de deplasare

Msi = 0,5 GiWvDr, [daNm] (3.34)

172

unde: Gt este greutatea vagonului cu încărcătura, în daN; Dr — diametrul roţii vagonului, în m; iar momentele dinamice sînt date de relaţia generală

Mdi = 0,5G(aDr [daNm],

Fig. 3.18. Mecanismul de deplasare a vagonului cîntar: 1 — motor e lectr ic ; 2 — arcur i ; 3 — şasiul vagonului; 4 — pinion; 5 — roată d i n ţ a t ă ;

6 — roată de rulare .

173

unde: a este acceleraţia vagonului, în m/s2, sau pentru un calcul foarte exact, cu luarea în considerare a maselor în rotaţie ale mecanismului de deplasare (v. cap. 1, paragraful 1.2.3).

Pentru diagrama de sarcină din fig. 3.19, rezultă cuplul echivalent

M„ X ] Mlilpi + Z ) i=1 i= l KtfYitd 4- tr + Kptp , [daNm] (3.35)

M, %t\ [ceHm1

M*

fa,

te, fa,

fa»

fa

fa*

fa,

td, t, i.îL

T,0+T„

Tcve

t.S

Fig. 3.19. Diagrama de sarcină a motoarelor de antrenare ale mecanismului de translaţie a vagonului cîntar.

unde: tpi, tri, htr rezultă din tabelul 3.3 şi fig. 3.11 şi fig. 3.19; Mpi — cuplurile de pornire (Mpi — Msi + Mal); tp — timp total pauză pe ciclu, în

= t c m - ( Z t d + 2 < r ) ] .

3.2.3. Pîlnii-cîntar

Pîlniile-cîntar realizează dozarea gravimetrică a aglomeratului, cocsului şi adaosurilor (minereuri, calcar) în instalaţiile de colectare şi dozare cu transportoare cu bandă. Ele se amplasează de-o parte şi de cealaltă a axei elevatorului cu schipuri la soluţia în flux mixt, deversînd în schipuri prin intermediul unor jgheaburi (v. paragraful 3.1).

în fig. 3.20 sînt prezentate mai multe tipuri constructive de pîlnii-cî: tar. Corpul pîlniilor este realizat din tablă de oţel prin sudare, este rigic zat la exterior şi căptuşit la interior cu plăci de uzură. Cîntărirea se real; zează electric, pîlniile fiind plasate pe doze tensometrice. Mecanismul de acţionare a clapei de închidere (v. fig. 3.20, d) prezintă o construcţie spe-cială, elastică a bielei, pentru preluarea eventualelor suprasolicitări ce pot apărea la închiderea clapei, în cazul prinderii între aceasta şi suport a unor bucăţi de material.

174

O V I

a 8 10 12

b

20 13

C

Fig. 3.20. Pîlnii-cîntar pentru materialele de încărcare ale furnalului: a — pentru aglomerat; b — pentru calcar; c — pentru adaosuri; d — mecanismul de acţionare al clapetei: 7 — construcţia metalică a pîlniilor cîntar; 2 — placa de sprijin; 3 — doze de cîntărire; 4 — clapete; 5 — braţ articulat; 6 — tijă tubulară; 7 — flanşă; 8 — arc; 9 — flanşă; 10 — bielă; 11 — manivelă; 12 — reductor melc-roată melcată; 13 — motor; 14 — clopot; 15 — arc; 16 — t i jă tubulară; 77 — t i jă ; 18 — lanţ ; 19 —

roată de lanţ; 20 — reductor; 21 — motor.

Volumul pîlniei pentru aglomerat şi cocs este egal cu volumul schipului; volumul pîlniilor de minereu şi calcar se stabileşte în funcţie de proporţia acestora în încărcătura furnalului.

Mecanismele de acţionare se calculează pentru un unghi de rotaţie a clapei de 70 ... 15° sau o cursă a conului de 250 ... 400 mm. Timpul de eva-cuare a materialului din pătură este în medie de 25 s.

Caracteristicile unor pîlnii-cîntar sînt date în tabelul 3.4.

175

Tabelul 3.17

Caracteristicile unor pîlnii cîntar

Material


măsură Cocs, aglomerat Calcar Minereu

Volum util m3 10 3,84 5,23

Volum total m3 11,99 4,28 5,67

Masă proprie kg 11 994 5 430 6 735

Masa încărcăturii

cocs aglomerat

cocs aglo-merat

kg 16 600

6 255 6 900 13 075

Masa totală

cocs aglomerat

kg 18 249 28 654 12 330 19 810

Secţiunea de evacuare a materialului mm 500 x 1 000 780 x 780 780 x 780

Timp aproximativ de evacuare s 25 25 25

Putere de acţionare kW 5,5 5,5 5,5

3.3 . U t i l a j e de c o l e c t a r e , c l a s a r e si d o z a r e a cocsului *

3.3.1. Alimentator-ciur cu discuri

Alimentatorul-ciur cu discuri este utilizat pentru ciuruirea cocsului şi alimentarea acestuia în pîlnia-cîntar de cocs (fig. 3.21). Suprafaţa de ciuruire, înclinată la 15° faţă de orizontală, este realizată din opt — nouă axe cu discuri de profil special, cu spaţii de trecere de 25 ... 40 mm. Axele discurilor au viteze de rotaţie crescătoare spre evacuare, în scopul uniformizării stratului de cocs şi a bunei evacuări a măruntului.

176

Fig. 3.21. Alimentator-ciur cu discuri: / - axele suport; 2 — discuri; 3 — motor de antrenare; 4 — cuplaj ; 5 — reductor; 6 — transmisie cu

lanţ; 7 — cutie de viteze; 8 — cuplaje individuale; 9 — rama ciurului; 10 — roţile de rulare.

Discurile au profilul din fig. 3.22. Ele sînt supuse unei acţiuni abrazive puternice, executîndu-se din fontă albă sau oţel manganos.

Productivitatea necesară ciurului (p„fc = 0,5 t/m3)

Qnec = ™ ^ £ f - 3 600 [t/h], (3.36)

unde: Vpll este volumul pîlniei de cocs, în m3 ; ts — durata cursei schipurilor, în s; m — coeficient de mărunt (m 1,15);

stabilită în cazul cel mai dezavantajos al ali-mentării simultane a trei schipuri de cocs.

Exprimînd productivitatea în funcţie de caracteristicile ciurului vipM 0,8) :

Qo = bhPviPmeaVu 3,6, Tt/h] (3.37)

unde: b este lăţimea utilă a ciurului, în m; h — înălţimea stratului de cocs, în m, din egalarea relaţiilor (3.36) şi (3.37) rezultă viteza medie vmed [m/s] necesară de deplasare a materialului pe ciur; în funcţie de aceasta se stabileşte viteza de rotaţie a axei medii a ciurului nm şi celelalte viteze cu rapoartele de transmitere îj_2, i2_s ... i7_s.

Momentul total- rezistent la axele cu dis-curi

Mr = ^ fxc + {Gk+2G«)d [h [daNm] (3.38)

unde: Gk, Gd sînt greutăţile cocsului pe ciur, respectiv a tuturor axelor cu discuri, în daN ; D , d — diametrul discurilor, respectiv al lagărelor axelor, în m; jjie, [x, — coeficienţi de frecare cocs pe discuri, respectiv în lagărele axelor;

25; ji, ^ 0,10. Caracteristicile generale ale ciururilor cu discuri sînt: suprafaţa de ciu-

ruire 1 500 X 1 600 mm, productivitate, 180 ... 240 t/h; putere de acţionare, 13 ... 15 kW; masă totală 7 000 ... 8 000 kg.

Fig. 3.22. Profilul discului ali-mentatorului-ciur cu discuri.

3.3.2. Pîlnii-cîntar pentru cocs

Tipul clasic de pîlnie-cîntar pentru cocs, existent la majoritatea instalaţi-ilor în flux discontinuu (vagon-cîntar şi elevator cu schipuri) este prezentat în fig. 3.23 [1, 4], Pîlnia se amplasează sub ciurul cu discuri şi alimentează schipul.

178

închizătorul pîlniei se re-alizează uzual în variantele cu registru, jgheab basculant, sec-tor etc. în fig. 3.24 se pre-zintă închizătorul tip registru, cu cea mai largă utilizare dintre tipurile amintite. Me-canismul său de acţionare se calculează ca un mecanism de ridicare, forţa necesară fiind diminuată prin acţiunea con-tragreutăţilor 6 şi 7, care acţi-onează la periferia tamburului motor 4, respectiv a rolei de ghidare 5.

în instalaţiile mai recente, în special la cele cu colectarea materialelor pe transportoare cu bandă, se utilizează şi pen-tru dozarea cocsului pîlniile-cîntar de tipurile din paragra-ful 3.2.3, cu cîntărire electrică.

3.3.3. Subansamblul de colectare si cla-

>

sare a cocsului mărunt

Acest subansamblu de utilaje deserveşte ambele bun-căre de cocs sau se divide în două subansambluri simetrice; el are structura din fig. 3.25. Instalaţia realizează dozarea cocsului mărunt în schipul elevatorului (închizătorul 14 al buncărului de cocs mărunt 12), evacuarea cocsului mă-runt (elevatorul cu schipuri 7) şi clasarea granulometrică a cocsului (ciurul 4 cu ochiurile sitei de cca 25 mm şi ciurul 9 cu ochiurile sitei de 40 mm; fracţiunea < 25 mm se evacu-ează la aglomerare, iar fracţiu-nea > 40 mm se realimentează în pîlnia-cîntar de cocs 11.

Fig. 3.23. Pîlnie cîntar pentru c o c s : 7 — ciur cu discuri; 2 — pîlnii cîntar; 3 — construcţie metalică; 4 — platforma cîntarului; 5 — t i jă ; 6 — pîrghiile sistemului de cîntărire; 7 — capul de cîntărire; 8 — închizător registru; 9 — cablul în-

chizătorului; 10 — antrenare electrică.

179

Fig. 3.25. Schipul de cocs mărunt: 7 — vagon de cale ferată; 2 — închizătorul buncărului de cocs mărunt; 3 — buncăr superior de cocs mărunt; 4 — ciur rotativ (sau vibrator); 5 — închizătoarele buncăru-lui de primire; 6 — buncăr de primire; 7 — skip ; 8 — jgheab; 9 — ciur vibrator; 70 — jgheab; 77 — pîlnia cîntar de cocs; 12 — buncăr inferior de cocs mărunt; 13 — con-strucţie metalică a căi skipului; 14—închizătorul bulncărului inferior de cocs mărunt;

15 — skip.

Elevatorul de cocs mărunt este tipul cu două schipuri în paralel şi are construcţia corespunzătoare schemei din fig. 3.26. Calea de rulare are unghiul proţiunii înclinate de 65° şi bifurcarea de capăt pentru autobascularea schipuri-

Fig. 3.26. Schema skipului pentru cocs mărunt: 7 — skip; 2 — molete superioare; 3 — molete de abatere; 4 — cabiu; 5 — troliu de acţionare; 6 , 7 — căide rulare înclinată; 8 — cale bifurcată; 9 — groapa skipului;

10 — buncăr de cocs mărunt.

lor. Troliul elevatorului este de construcţie obişnuită, acţionînd simultan ambele schipuri. Caracteristicile elevatorului sînt date în tabelul 3.5.

Productivitatea necesară a elevatorului rezultă din relaţia Q„n = QA»i [t/h] ' (3.39)

182

Tabelul 3.17

Caracteristicile elevatorului pentru cocs mărunt

Caracteristici | d^măsură Limite de avarie

Volumul schipului: — geometric — util

m3 0 ,9 ... 1,0 0 ,7 .. . 0 , 8

Numărul schipurilor buc. 2

Diametre: —- roată de rulare — fluxul roţ i i

mm mm

2 0 0 . . . 2 5 0 6 0 . . . 7 0

Capacitatea schipului Timp de încărcare al schipului Viteza de deplasare a schipului Diametrul tamburului troliului Puterea motorului troliului Forţa de tracţiune a troliului Turaţia Masa troliului Diametrul cablului de tracţiune Lungimea cablului

k g s m/min

mm k W kN

rot/min t mm m

5 0 0 ... 6 0 0 1 0 . . . 15

3 1 , 9 . . . 3 3 , 8 6 5 0 . . . 6 8 0

11 ... 12 14,0 ... 16 ,0

9 2 0 .. . 9 7 5 2 ,6 ... 2 , 8

15 ... 16 73 şi 8 0

unde: Qp este producţia orară maximă orară de fontă, în t/h; qk — consumul specific de cocs, în t/t fontă; « — proporţia de mărunt; în medie m = = 0,05 ... 0,07. şi determină durata admisibilă a ciclului elevatorului:

^ = - § 7 ^ 3 600 [s], (3.40)

unde: GSKM este capacitatea schipului, în kg. Eforturile statice în cablurile elevatorului sînt, la tamburul troliului,

cu cca 10% mai mari faţă de cele la atelajul schipurilor. Pe zona înclinată a căii de rulare

FI = 2(G, + G'SLEM)(sin a + WS • cos a) [daN], (3.41) unde: GS şi G'SKM sînt greutăţile schipului şi respectiv a cocsului, în daN iar pe zona verticală

FV = 2 (G, + G'SHM) [daN], (3.42)

Pentru zona de descărcare, tensiunea este variabilă cu poziţia schipului şi se determină grafo-analitic pentru mai multe poziţii (fig. 3.27, a), conform metodei exemplificate în fig. 3.27, b. Centrul instantaneu de rotaţie O se află la intersecţia direcţiilor reacţiunilor pe role R1 şi R2, iar punctul M la

1 8 3

intersecţia direcţiei greutăţii schipului G cu direcţia cablului de tracţiune. Suportul reacţiunii totale R pe roţi trece prin punctele 0 şi M. Forţa în cablu F se obţine din triunghiul forţelor G, F, R (v. fig. 3.27, c), cunoscînd mărimea şi direcţia lui G şi direcţiile forţelor F şi R. Din fig. 3.28, a rezultă variaţia forţei Fd.

F [daN]

Fig. 3.27. Schema pentru determinarea tensiu-nilor în cablu pe porţiunile de descărcare a

skipului: G, = Gs = G,=Gkm + Gp; Gt = G'k + Gp; Gs=Gp-, G f c m -— greutatea cocsului mărunt; R l t R s — reacţiuni pe roţile

skipului; Tl... Tb — tensiunile în cabluri.

b

Fig. 3.28. Diagrama de variaţie a for-ţei Fd (a) şi a eforturilor statice din cabluri pe parcursul skipului cu cocs

mărunt (b): Ici — lungimea spaţiului de descărcare.

Variaţia efortului static în cabluri în funcţie de timp este prezentată în fig. 3.28, b. Pe baza acestei diagrame de sarcină rezultă efortul echivalent

F =

/ 1 l / Fpt +-(FŞ + FiFv + F*) tt + Fl{tuv + tfd) + - (FI + FvFd + F|) , 3 o

tkm / (3.43)

în care: Ff, Fv, Fd sînt tensiunile în cablu pe porţiunile înclinate, verticale şi de descărcare, în daN; tt — timpul total pe zona înclinată, în s; t( — timpul de mers în zona de trecere, în s; tuv, tud — timpuri de mers uniformi în porţi-unile verticale şi de descărcare ale traseului, în s; tfd— timpul de frînare

1 8 4

în zona de descărcare, în s; tkm — timpul total al cursei skipului în s, cu care se calculează puterea de acţionare a troliului elevatorului (cu un coefi-cient de rezistenţe suplimentare egal cu 1,5).

3.4. Elevatorul cu schipuri pentru a l i m e n t a r e a furnalului

Construcţia generală a elevatorului cu schipuri în contracurent şi schema sa cinematică sînt prezentate în fig. 3.29 [1, 3, 4], Construcţia metalică a podului înclinat se realizează în diferite variante [1, 4], de regulă din grinzi cu zăbrele, pe grinzile longitudinale montîndu-se căile de rulare ale schipuri-lor. Unghiul de înclinare a podului este de 45 ... 55° şi de 57 ... 62° în zona gropii schipurilor; autobascularea schipurilor pentru descărcare se reali-zează cu bifurcaţia finală a căilor de rulare. Rolele (moletele) de ghidare a cablurilor cu diametre pînă la 2 500 mm se toarnă din oţel.

Schipurile se confecţionează din tablă de oţel şi se căptuşesc cu plăci de uzură, pentru a rezista la acţiunea abrazivă a materialelor de încărcare (carac-teristicile principale sînt indicate în tabelul 3.6). Cablurile de acţionare se

Tabelul 3.6

Caracteristicile skipurilor

Caracteristici l

T I P U L

2 3 Eievator cocs mărunt

Volumul util al furnalu-lui, m3 2 0 0 0 1 3 8 6 ... 1 0 3 3 1 0 3 3 ... 2 0 0 0

1 7 1 9 Dimensiunile skipului.

mm — ampatament 3 8 0 0 2 4 0 0 2 4 0 0 1 3 3 0 — lungime 6 2 5 0 5 400 5 4 0 0 1 9 7 0 — lăţime 1 9 7 8 1 9 7 8 1 111 9 3 4 — înălţime 2 9 3 2 2 8 0 0 2 4 7 4 1 100

Ecartament, mm 1 6 6 0 1 6 6 0 1 4 5 4 8 1 4 Masa skipului, kg 17 110 10 0 9 0 9 4 1 6 1 0 5 9 Capacitatea schipului, m3 12 9 7 , 5 0 , 7

montează elastic la jugul de tracţiune, folosindu-se uzual articulaţii cu plăci mobile sau cu arcuri. Autobascularea schipurilor în zona birfurcaţiei se efectu-ează conform fig. 3.30, a (se remarcă obada dublă a roţilor posterioare); tipurile uzuale de birfurcaţii se prezintă în fig. 3.30, b.

Troliul schipurilor se realizează în diverse variante constructive (fig. 3.31), cu caracteristicile principale din tabelul 3.7. Roţile dinţate ale reductorului au dantura în V, iar arborii sînt montaţi în lagăre cu rulmenţi oscilanţi. Cuplajele sînt de tipul cu dinţi, astfel calculate încît o treime din numărul

1 8 5

F i g . 3 . 2 9 . Schema cinematică a elevatorului pe plan înclinat pentru alimentarea furnalului (a) şi modul de repartizare a moletelor de ghidare (b):

7 — construcţia metalică a podului; 2 — căile de rulare ale skipurilor; 3 — căile de răsturnare (zona de bifurcare); 4 — pilon; 5 — skip; 6 — cabluri; 7 — troliul pentru manevrarea conurilor; 8 — molete de cablu; 9 — troliul de acţionare a skipurilor; 10 — groapa skipurilor; 77 — pîlnia de primire a aparatului de încărcare; 12 — molete superioare; 7 J —

molete mediane; 14 — cablu; 15 — troliu.

186

Tabelul 3.3

Caracteristicile troliilor elevatoarelor cu skipurî pentru furnal

Tip

Capacitate de transport, kN

Volumul skipului

m3

Viteza m/min

Cablul Diame-trul

tambu-rului, mm

Rapor-tul de trans-mitere

Electromotorul Furnalul la care funcţio-

nează, m3 Tip

normală maximă

Volumul skipului

m3

Viteza m/min

Diametru mm

Lungime mm

Diame-trul

tambu-rului, mm

Rapor-tul de trans-mitere Sistem de

acţionare Putere

kW Turaţie rot/min

Număr de mo-

toare

Furnalul la care funcţio-

nează, m3

SK-5-80 50 72,0 2,5 80 28 60 1 200 27,3 Trifazic 80

160

585 1 200 ... 400

S1-6-115 60 90 4,5 115 31 ... 35 75 1 850 25,3 Generator Motor

80

160 550 1 400 ... 700

S-9-144 90 130 5,6 144 34 79 1 850 25,2 Generator Motor

163 625 2 700 ... 900

Siemens-Demag 90 135,5 6 120 — — 1 830 23,1 Generator Motor

160 485 1 1033

Otis 90 125,5 5,5 146 — — 1 850 20,4 Generator Motor

370 515 1 900

Otis 120 160 6,5 180 34 1 850 — . — 270 500 1 1033

S3-15-180 150 190 6,5 180 39 86 2 000 25,8 Generator Motor

190 620 920

2 1386

Sl-22, 5-210 225,0

82,5

250 10 210 43,5 95 2 000 18,5 Generator Motor

270 500 ... 700

2 1 719 ...2000

IPROMET-700

225,0

82,5 110 4,5 115 — — 1 850 25 — 160 500 1 700

IPROMET- 1000 104,0 120 6,5 150 39 — 2 000 25,8 — 190 620 2 1 000

Fjg. 3.30. Zona de descărcare a skipurilor pe calea de rulare (a) şi tipuri uzuale de b i f u r c a ţ i i (b ) :

7 — roţile anterioare ale skipului; 2 - roţi posterioare cu bandaj dublu ; 3 - skip; 4 - jugul skipului; 5 — cale derulare inferioară; 6 — calea de rulare superioară, de culbutare; 7 —

cablu; 8 — axul de articulare a jugului la skip.

lor să preia forţa transmisă. Frîna de avarie (siguranţă) se aplică în cazul slăbirii cablurilor, la depăşirea vitezei admise şi a spaţiului de frînare a schipu-lui. La construcţiile mai noi aceste funcţiuni sînt preluate de frîna de lucru de tip electrohidraulic sau se prevăd două frîne pe axele motoarelor de acţio-nare, una din ele avînd funcţiunea de frînă de siguranţă (v. fig. 3.31, b).

Elementele auxiliare ale troliului asigură funcţionarea precisă şi sigură a elevatorului şi comanda program a cinematicii schipului (v. fig. 3.31): limitatorul de viteză 7 (pentru varianta centrifugă cu mercur vezi lucrarea [1, 4], dispozitive de protecţie contra slăbirii cablurilor [1, 4], comandoapara-tele cu came 8 şi 9. Schema electrică de comandă prevede protecţia la supra-sarcină, protecţia la căderea tensiunii şi protecţia la depăşirea poziţiilor extreme. Caracteristicile troliilor sînt date în tabelul 3.7.

Cinematica schipurilor este determinată de condiţiile de deplasare în zona bifurcaţiei, în scopul evitării deranjamentelor şi al opririi precise: acce-lerarea lentă a schipului coborîtor din poziţia basculantă, pentru a se evita tensionarea bruscă a cablurilor, urmată de o mărire a acceleraţiei în scopul reducerii duratei cursei, cu limitare de viteză la trecerea prin punctul de bi-furcaţie, limitarea vitezei de trecere prin punctul de bifurcaţie pentru schipul urcător. Această cinematică este ilustrată de diagrama de viteze din fig. 3.32, a, elementele sale calculîndu-se conform fig. 3.32, b, c şi tabelului 3.8.

Durata cursei schipului rezultă din relaţia

ts = tn + ta2 + tn + tn + tr + tn [s], (3.44) iar durata ciclului elevatorului pentru alimentarea unei unităţi de încărcare formate în general din „a" schipuri de aglomerat, „m" schipuri de minereu şi calcar şi „k" schipuri de cocs din relaţia

tce = (a + m + k)ts +(a + rn)tam +kta, + tp [s], (3.45)

unde: tam, ta,. sînt timpii de alimentare în schip a aglomeratului (minereului, calcarului), respectiv a cocsului, în s; tp — timp pauză pe ciclu.

Valoarea tce trebuie să satisfacă condiţia (3.4). La instalaţiile de colec-tare şi dozare cu vagon-cîntar tam = tat. == tpk, tp = tais şi tce = tcve (v. paragr. 3.2.2). La instalaţiile de colectare şi dozare cu transportoare cu bandă şi pîlnii-cîntar tam şi tak reprezintă timpii de evacuare a materialelor din pîlniile-cîntar (v. paragraful 3.2.3).

Forţele statice în cablurile schipurilor se determină pe baza schemei cablu-rilor din fig. 3.33. Pentru schipul urcător pe traseul rectiliniu, calculul tensi-onal conduce la sistemul de ecuaţii:

Fi = + GJ (sin « + ws cos a), (3.46)

F n = F i + M c ( L — L t ) s i n a 1 2 ( « 1 2 = « ) > ( 3 - 4 7 )

F3 = F2(l + k),

F i = F s — 2£X34 sin a34

F5=Ft( l+k),

(3.48)

(«84 = 0), (3.49)

(3.50)

189

Fig. 3.31. Trolii ale 7 - electromotoare; 2 - cuplaj; 3 - Mnă de lucru; J - reductor; 5 - angrenaj; tf - tambur! 7 - Î ^ X ^

tralizată; 72 - frînă

F6 = Fs - 2qcLm sin <x56 (a5S = «), (3.51)

F - ! = F 6 { l + k) (3.52)

F,u = F8 = F, - 2qeL,s sin aTg («78 = 90°), (3.53)

190

elevatorului cu skipuri: b — de mare capacitate: trifugalc.u mercur; 8,9 — comandoaparate; 10 — dispozitiv de protecţie împotriva slăbirii cablurilor ; II - ungere cea-de siguranţă.

unde: Gs, Gm sînt greutăţile schipului, respectiv a materialului din acesta (ultima este variabilă în funcţie de natura acestuia, conform schemei de încărcare); L, L(, Lr, Ljk — lungimile de tronsoane pe fig. 3.33 (i — poziţie momentană); qc — greutatea unitară a cablului (pe metru); k — coeficient

191

Tabelul 3.3

Elementele cinematicii schipurilor*)

Elementele mişcării

Accelerarea 1 a Accelerarea 2 a Frînarea 1 a Deplasarea cu viteză redusă vr

Deplasarea cu viteză nominală vn

Perioada mişcării

Accelerarea 1 a Accelerarea 2 a Frînarea 1 a l'rinarea 2 a Deplasarea cu viteză redusă vr

Deplasarea cu viteză nominală vn

Spaţiul Lai T Vai + , (12 ld2 2

, f » + f / l , r, - / — *f 2 Lr — Lt, — Lf2 Ln = L {Lai -f-

+ La2 + Lri -{-+ L/2 + L2)

Timp la, - ^ , _ v®2 — v«t , vn — U/, tr Vfl t L r . Ln Timp al a2

n J dl tja a„ Vr

tn~ Vn

Viteză val — ai tal v -^L Vn

Vn Vji =

vr

%—

s o

I! 1! — ei

a »

vr Vn

Acceleraţie (de-celeraţie) a, « 2 * * > di d2 — —

*) Valori uzuale care se adoptă: Lal = 1,0 ... 2,0 m; vn = 2 ... 3,5 m/s; vr = 0,5 ... 0,8 m/s; = 0,3 ... 0,4 m/s2; as, dj, d2 — 0,6 ... 0,8 m/s2; vi, < 1,5 m/s pentru schipnl coborîtor şi v,, < 0,5 ... 0,8 m/s pentru schipxil urcător.

**) Valoarea a2 se micşorează dacă este cazul, pentru respectarea condiţiei < 1,5 m/s(v. fig. 3.32, a); pentru schipul coborîtor; V„ - Y 2 a2(L„-Lai)~+ V11

de rezistenţă al moletelor, din care rezultă forţa la periferia tamburului troliului

Ftu = (Gg + Gm) (sin oc + ws cos a) (1 + 2>k) + 2qe • [{L - Z56) sin a — L7S] -

— 2qcLt sin a, (3.54)

variabilă cu poziţia schipului, definită prin lungimea Lv

în mod similar, pentru schipul coborîtor pe traseul rectiliniu se obţine (v. fig. 3.33)

Ftc = Gs (sin oc — ws cos a)(l — Zk) + 2qc[(Lr - ZS6) sin oc — L'7&] +

+ 2qcLi sin a. (3.55)

Pentru zona bifurcaţiei, eforturile în cabluri Fb se determină grafoana-litic, după metoda prezentată în paragraful 3.3.3, considerîndu-se şapte poziţii succesive ale schipului urcător, respectiv coborîtor (fig. 3.34). Con-diţia de stabilitate este Fb > 0, iar condiţia ca schipul basculat să revină pe calea de rulare este

Gsa = (2 ... 3) (F-fl! + F2a2), (3.56)

unde: F±, F2 sînt forţele rezistente la roţile schipului gol coborîtor. Eforturile rezultate se aduc la periferia tamburului troliului prin calcul

tensional, rezultînd pentru schipul coborîtor

Ftu = Fbu{l + 3k) + 2qc[(L - L56) sin a — Z78] - 2qcLt • sin a. (3.57)

iar pentru schipul coborîtor

Ftc = Fbc( 1 - 3k) + 2qc[(Lr - LU) sin a. - L'K] + 2qcLt sin oc (3.58) Pentru simplificarea calculului se poate considera Fbu6 = Fbm = Fbcl =

~FbC2 = 0l66Gs pentru bifurcaţie cu şină superioară rectilinie şi Fb,,r> -

193

Fig. 3.33. Schema de organizare a cablurilor elevatorului cu skipuri.

= Fbc2 = 0,25 Gs şi Fbm = Fbcl c^ 0 pentru bifurcaţie cu şină superioară curbilinie.

Coeficienţii de rezistenţă ai moletelor se pot calcula cu relaţia

k = + s i n T ( 1 5 5 )

unde: dc, Dm, dm sînt diametrele respectiv ale cablului, moletelor şi fusurilor acestora, în cm; ctm, — coeficienţi de frecare laterală (a cablului de rebor-duri), respectiv în lagăre; cp — unghiul de înfăşurare a cablului pe moletă, sau se adoptă în limitele k = 1,05 ... 1,10.

Forţa statică la periferia tamburului troliului Fs = Ftu-Ftc, (3.60)

194

şi este evident variabilă cu poziţia schipului pe zona rectilinie a căii de rulare şi pe zona bifurcaţiei şi cu natura materialului din schip.

Forţa dinamică la periferia tamburului troliului, ţinînd seama de masele în mişcare de translaţie (schipul, Gs, materialul din schip, Gm, cablul G() şi de rotaţie (masele de pe axele troliului şi masele moletelor), este:

F2)t + (GX>2)i H

Di + {GD*)r, ' Dl J

+ (G. + Gm + ncGc) a [N], (3.61)

Direcţia cablului de tracţiune

Fig. 3.34. Schema de determinare şi de variaţie a forţelor în cabluri pentru diverse poziţii ale skipului, pe curbele de răsturnare (a) şi schema forţelor ce lucrează în skip în zona de răstur-

nare (b): 1,2,3, 4, 5, 6, 7 - poziţiile skipurilor.

195

unde: (GD2)t, (GD2)m sînt momentele de giraţie ale pieselor de pe axul tam-burului, respectiv moletei, în kgm2; (GD)\ — momentele de giraţie ale piese-lor de pe axele reductorului troliului, în număr de n, cu rapoarte de trans-

Fig. 3.35. Graficul mărimilor caracteristica deplasării ski-pului în funcţie . de timp:

a — viteza cablului; b — acceleraţia cablului; c — lungimea de cablu se înfă-şoară (se desfăşoară); d şie — forţele la periferia tamburului pentru skip ur-cător respectiv coborîtor ; f , g , h — forţe totale statice, dinamice şi totale _ la

periferia tamburului.

mitere it faţă de axul tamburului; nm, nc — numărul de molete, respectiv numărul de cabluri; uzual nm = 6 ; nc = 4 ; Dv Dm — diametrul tamburu-lui, respectiv al moletei.

Această forţă este evident variabilă cu valoarea acceleraţiei (deceleraţiei) a în diferitele perioade ale cinematicii schipului şi cu natura materialului din schip (termenul Gm).

196

Prin însumarea efortului static cu cel dinamic se obţine forţa totală peri-ferică a tamburului F.

Variaţia în timp, pe durata cursei schipului, a acestor forţe este prezen-tată în fig. 3.35, d ... h. Trecerea de la variaţia în funcţie de poziţie la variaţia în funcţie de timp se efectuează pe baza dependenţei Lt (t) (fig. 3.35, c) cunoscînd variaţia v(t) (fig. 3.35, a) şi pe baza valorilor acceleraţiei în diferi-tele perioade ale cinematicii schipurilor (fig. 3.35, b).

Pe baza diagramei din fig. 3.35, h se determină forţa echivalentă Fe [daN] şi puterea echivalentă [randamentul troliului r\t c^ (0,6 ... 0,7) ]

tkW], (3.62)

unde: vn este viteza nominală în m/s. Calculul se efectuează pentru fiecare material de încărcare, conform

schemei de încărcare, rezultînd puterea echivalentă pe ciclu, la care se alege motorul de acţionare a troliului:

Pec = / {p'a + Plm + Ph) ts [kW], (3.63) f {a + m + k) ts + Kp[{a + m) tam + ktalc + tpJ

unde: Pea, Pem, Pelc sînt puterile echivalente calculate pentru schipul cu aglomerat, minereu şi calcar, respectiv cocs, în kW; ta [s] — dat de relaţia (3.44); a, m, k, tam, t'alc, tp - din relaţia (3.45).

3.5. Dispozitive de î n c ă r c a r e şi e t a n ş a r e la gura furnalului

3.5.1. Tipuri constructive de dispozitive de încărcare si etansare > »

Aceste dispozitive, care reprezintă de fapt ansambluri de utilaje şi meca-nisme, au scopul tehnologic de a asigura repartizarea uniformă pe secţiunea furnalului a materialelor alimentate cu elevatoare cu schipuri sau transpor-toare cu bandă, varierea modului de repartiţie a acestora în scopul condu-cerii procesului [1, 4, 7, 16] şi alimentarea furnalului fără scăpări de gaze şi pierderi de presiune.

Ele se amplasează la partea superioară a furnalului, pe o înălţime de 15 ... 30 m, în funcţie de tipul dispozitivului şi mărimea furnalului. Utilajele componente funcţionează în condiţii foarte grele, caracterizate prin tempera-tură ridicată, presiune, şocuri mecanice, frecvenţă mare de lucru etc, ceea ce determină caracteristicile constructive şi funcţionale ale elementelor com-ponente, care trebuie să fie masive, rezistente, durabile, uşor de întreţinut şi de înlocuit.

Varianta constructivă uzuală, clasică, a dispozitivului de încărcare şi etanşare este prezentată în fig. 3.36, prezentînd diverse subvariante în func-

197

F i g . 3.36. D i s p o z i t i v de încărcare ş i etanşare la gura f u r n a l u l u i : 7 — pîlnia de primire; 2 — pîlnia distribuitorului; 3 — conul mic; 4 — pîlnia conului mare; 5 — conul mare; 6 — înctii zător de gaze; 7 — grindă de montaj (montare, demontare aparat de încărcare); 8 — căruciorul grinzii de montaj ( F = 500 kN); 9 — macara pivotantă (pentru montarea, demontarea clapelor atmosferice, roţilor de cablul elevatorului etc.)

70 — plăcile de protecţie de la gîtul furnalului.

ţie — în special de tipul distribuitorului de materiale şi de modalitatea de acţionare a conurilor.

Alte variante, apărute în ultimii 10—15 ani, au ca scopuri simplificarea constructivă a dispozitivului, îmbunătăţirea repartiţiei materiilor prime pe secţiunea furnalului şi micşorarea solicitărilor elementelor componente. Dintre acestea, în continuare, se prezintă soluţiile aplicate industrial cu rezultate corespunzătoare.

3.5.2. Distribuitoare de materiale cu etanşare uscată

Distribuitoarele de materiale clasice cu etanşare uscată au construcţiile din fig. 3.37. Ele se utilizează pentru furnale cu presiune ridicată la gură şi lucrează după principiul distribuţiei discontinue a materialelor (rotire succe-sivă în paşi de 60°).

Pîlnia distribuitorului se execută din două tronsoane, cel superior din tablă de oţel sudată şi cel inferior turnat din oţel, căptuşite cu plăci de uzură.

Fig. 3.37. Distribuitor de materiale cu etanşare uscată: 7 — pîlnie; 2 — coroană dinţată; 3 — role verticale de sprijin; 4 — role orizontale de centrare; 5 — pinion; 6 — angrenaj conic; 7 — ax ; 8 — reductor; 9 — motor electric; 70 — presgarnitură de etanşare; 77 — con mic; 72 — tijă tubulară; 13 — lagăr axial; 74 — presgarnitură; 15 — tiranţi; 16 — tija conului mare; 77 —

contraflanşă.

199

Conul mic se realizează prin turnare din oţel manganos (10 ... 13% Mn), cu pereţi de peste 60 mm, din două părţi cu plan de separaţie vertical, asamblate la interior cu şuruburi. înclinarea suprafeţei laterale este de 50 ... 55° faţă de orizontală. Zona de contact cu pîlnia se încarcă prin sudare cu un strat

Fig. 3.38. Soluţii constructive de etanşare la distribuitorul rotativ:

a — etanşarea pilniei; b — etanşarea dintre tijele conului mic şi mare, cu labirint şi presgarnitură; c — etanşarea cu

labirint şi injecţie de abur; 7 — partea superioară a pîlniei distribuitorului; 2 — pilnia conului mic; 3 — pilnia rotitoare exterioară a distribu-itorului; 4 — rolă de sprijin; 5 — garnitură; 6 — labirint; 7 — presgarnitură; S — labirintul ti jei ; 9 — etanşare cu abur; 10 — ti ja conului mare; 77 — capacul labirintului;

12 — labirint; 13 — cutia de etanşare cu labirint.

de material dur (stelit sau sorrait), după care se şlefuiesc, asigurîndu-se astfel o bună etanşare şi mărirea durabilităţii. Tija conului mic este o ţeava de oţel laminat, îmbrăcată în inele de oţel manganos pentru protecţia contra uzurii abrazive datorită materialelor alimentate în pîlnia distribuitorului.

Etanşarea uscată a pîlniei la suportul de pe închizătorul de gaze se reali-zează cu presgarnitură dublă (fig. 3.38, a); aceasta se unge cu unsoare speci-ală, introdusă prin orificii practicate pe periferia suportului fix. Etanşarea

200

spaţiului inelar dintre tijele conurilor mic şi mare se realizează cu presgarni-tură şi injecţie de abur (fig. 3.38, b) sau labirint cu injecţie de abur (fig. 3.38, c). Rotirea tijei conului mic se efectuează pe rulmentul axial 13, montat în flanşa tijelor de suspensie a conului mic (v. fig. 3.37).

La unele furnale din ţara noastră, pe baza cercetărilor IPROMET, [6, 17] s-au montat şi sînt în exploatare distribuitoare cu pîlnie cu cot (fig. 3.39).

în acest caz, partea mobilă o constituie pîlnia cu cot 2 care se poate roti continuu cu 15 rot/min sau discontinuu cu un anumit unghi. Partea superioară are la periferie suprafeţe de aşezare pentru susţinerea pîlniei cu cot. Piesa suport circulară pe care se reazemă flanşa pîlniei cu cot rulează pe rolele de susţinere şi este centrată de rolele laterale. Ea are secţiune de U răsturnat, formînd două căi de rulare, una pentru rolele de susţinere şi una pentru rolele laterale. în interior, în partea superioară există un inel de etan-şare ce formează un labirint cu cele două inele existente la partea rotativă.

Semnalizatorul de poziţie este format dintr-o casetă cu emiţători induc-tivi. Braţul plasat pe ieşirea reductorului rotindu-se naşte curenţi inductivi cu cei şase emiţători inductivi montaţi echidistant pe circumferinţa cutiei. Semnalele emise de emiţători fac să se aprindă succesiv cele şase becuri de pe panourile de comandă ale furnalului, indicînd poziţia cotului pîlniei cu cot.

Principalele rezolvări constructive şi funcţionale avantajoase ale acestui tip de distribuitor sînt: greutăţi mai mici în rotaţie (conul mic şi pîlnia-suport sînt fixe); eliminarea lagărului axial al conului mic; etanşarea pîlniei se face pe un diametru mic (cca 150 ... 200 mm). Exploatarea distribuitorului a confirmat aceste avantaje, conducînd totodată la o mărire cu 7 ... 8% a producţiei furnalului.

Alte tipuri de distribuitoare sînt prezentate în lucrările [1, 2, 4], în tabelele 3.9 şi 3.10 se dau principalele caracteristici ale distribuitoarelor prezentate.

Momentul static la axa de rotaţie a distribuitorului are componentele '(fig- 3.40):

— momentul de rulare pe rolele distribuitorului (în condiţiile cele mai dezavantajoase, considerînd pornirea între conuri egală cu cea atmosferică)

Mx = [(V.Pv + + Gcm) - T1 wd ^ , (3.64)

unde: Vs este volumul schipului; Gp, Gcm — greutăţile pîlniei, respectiv conului mic; T — forţa de apăsare a conului mic pe scaunul său la pîlnie (v. para-

graful 3.5.4); Ds — diametrul conului rolelor de sprijin, — momentul forţelor de frecare în etanşarea pîlniei inferioare

M2 = r.D,jhgp[j.p & , (3.65)

201

Fig. 3.39. Distribuitor cu pîlnie cu cot: 7 — pîlnie de primire; 2 — pîlnie rotitoare cu cot ; 3 — pîlnie cilindrică f ixă ; 4 — conul mic; 5 — pîlnia conului mic; 6 — coroană dinţată; 7 — rolă pentru centrare; 8 — pinion pentru acţionare;

9 — rolă de sprijin; 10 — dispozitiv de acţionare.

Tabelul 3.17

Caracteristicile tehnice ale unor distribuitoare (v. fig. 3 .37)


de măsură T i p u l


de măsură 1 2 3 4 5

V o l u m u l u t i l a l p î l n i e i m 3 6 , 5 7 , 5 10 10 10

D i a m e t r u l c o n u l u i m i c m m 1 9 8 0 2 0 0 0 2 0 0 0 2 0 0 0 1 8 0 0

N u m ă r u l r o ţ i l o r — d e s p r i j i n ; — c o n t r a s p r i -

j i n ; — d e g h i d a r e

6

3 3

3

3 3

3

3 3

3

3 3

3

3 3

V i t e z ă d e r o t a ţ i e r o t / m i n grade/min

3 , 3 2 2 0

3 , 5 2 1

3 , 5 2 1

3 , 5 2 1

2 , 6 1

A c ţ i o n a r e î n c u r e n t c o n t i n u u a l t e r n a -t i v

a l t e r n a t i v t i v

a l t e r n a -t i v

c o n t i n u u

Putere de acţionare k W 16 ,8 2 8 2 8 2 8 1 6 , 8

Masa totală a dis-tribuitorului t 2 8 , 4 5 4 , 1 5 7 , 4 5 8 , 3 5

Furnalul la care se r e c o m a n d ă m 3

1 0 3 3 — 1 3 0 0 1 3 0 0

1 3 8 6 — 1 5 1 3 1 7 1 9

1 3 8 6 — 1 5 1 3

Presiunea la gît daN/cm2 1 ,0 1 ,0 1 , 5 1 , 5 0 , 2

Tabelul 3.10

Caracteristicile tehnice ale distribuitorului tip IPROMET (fig. 3 .39)


măsură

Valori pentru tipul

A | B .

Diametrul conului mare mm . 4 200 5 000 Cursa conului mare mm 753 750 Diametrul conului mic mm 2 000 2 000 Cursa conului mic mm 900 900 Viteza de rotaţie la mers continuu rot/min 15 15 Viteza de rotaţie la mers lent (cu

rot/min

opriri în puncte fixe) rot/min 4 4 Numărul staţiilor de oprire — 12 12 Putere de acţionare k W 2 x 23 2 x 32 Regim de lucru DA /o 40 40 Debit de aer pentru răcire m3/h 1 000 1 400

2 0 3

unde: Dg este diametrul presgarniturii; hg — înălţimea presgarniturii; p — presiunea de apăsare a presgarniturii pe pîlnie; [ip — coeficientul de frecare în presetupă; — momentul forţelor de frecare în lagărul axial al tijei conului mic

(coeficientul de frecare jaJ

M3 = kT^ £r 2

unde: k este coeficient ce introduce presa-rea în etanşarea tijelor conurilor (k 1,15).

Momentul static este variabil în funcţie de natura materialului alimentat (p„) şi de modul de funcţionare a distribuitorului (con-tinuu sau intermitent); ca urmare, se de-termină momentul echivalent, ţinînd seama de schema de încărcare şi de diagrama de sarcină, pe baza căruia se alege motorul.

Momentul dinamic al distribuitorului

(GZ>% + (•GD)?

M d = i=i

382 | [daN. m],

tp

(3.67)

unde: (GD) este momentul de giraţie al tu-turor elementelor, inclusiv materialul de pe axa dis-tribuitorului, în kgm2;

(GD2).,, iu n - v. relaţia (3.61); nd, tp — viteza de rotaţie, în rot/min,

respectiv timpul de demaraj, în s,

pe baza lui efectuîndu-se verificarea uzuală a motorului la suprasarcina de pornire,

în cazul distribuitoarelor cu viteză de rotaţie mare şi porniri şi opriri frecvente, momentul echivalent pentru alegerea motorului se calculează ţinînd seama de momentele de demaraj (static + dinamic).

Fig. 3.40. Schema forţelor ce lucrează asupra distribuitorului rotativ:

7 — pîlnia distribuitorului; 2 — conul mic ; 3 — presgarnitură; 4 — role verticale de spri-j i n ; 5 — role orizontale de centrare ; 6 — f lanşa cu coroana d inţa tă ; 7 —- lagărul axial al t i jei conului mic ; 8 — t i ja conului m a r e ; 9 —

t i ja tubulară a conului mic ;

3.5.3. Aparatul de încărcare

Aparatul de încălzire (fig. 3.41) are rolul să preia matreialele ce cad. din pîlnia conului mic şi să asigure repartizarea acestora pe conul mare. Ei are un volum util capabil să preia cele 4 — 6 skipuri ale unei unităţi de încărcare.

204

Fig. 3.41. Aparat de încărcare: 7 — pîlnia conului m a r e ; 2 - conul m a r e ; 3 - t i j a conului m a r e ; 4 — închizătorul de gaze.

Conul mare se realizează din oţel carbon prin turnare dintr-o singură bucată, avînd o înclinare faţă de orizontală de 50 ... 55° şi un perete cu ^gro-simea de cca 60 mm. Suprafaţa exterioară a conului mare se prelucrează fin, spre a asigura o curgere uşoară a materialelor, iar la nivelul contactului

pîlnie-con gradul de prelucrare este foarte ridicat, spre a se putea realiza etanşare cît mai avansată. Această zonă trebuie să fie în acelaşi timp rezistentă la uzură şi în consecinţă partea inferi-oară a pîlniei şi conului mare se încar-că cu materiale dure (sormait, stelit etc.). Stratul de material dur, realizat prin sudură succesivă urmată de pre-lucrare fină, trebuie să aibe cca 5 mm grosime şi cca 500 mm lăţime.

Tija conului mare se confecţio-nează din oţel forjat. Ea este supusă unei uzuri puternice, mai ales în cazul funcţionării furnalului la presiuni ridi-cate, întrucît la zonele de contact din-tre cele două tije (con mic şi con mare) pătrund gaze cu praf.

Pîlnia conului mare se execută din oţel turnat, avînd pereţi de 50... 60 mm

grosime cu nervură inferioară de rigidizare. Partea inferioară de contact, a pîlniei se încarcă cu sudură şi se prelucrează fin, spre a se asigura etanşarea necesară (fig. 3.42, a).

închizătorul de gaze se realizează din tablă de oţel, cu flanşă inferi-oară de montare pe pîlnia conului mare şi pe inelul de sprijin al furna-lului (fig. 3.42, b).

Volumul spaţiului dintre conuri trebuie să fie suficient de mare spre a permite varierea în limite largi a cantităţilor de materiale de încărcare; el se adoptă practic de cca 2,5 ... 3% din volumul util al furnalului. Caracte-risticile principale ale aparatelor de încărcare sînt prezentate în tabelul 3.11.

Caracteristicile aparatelor de încărcare Volumul furnalului, m3

Caracteristici 700

1 0333 . . 1 386 . . 700 1 300 1 513 1 719

1 2 3 4 5 6

Volumul util al spaţiului dintre conuri m 3 24 33,5 45 45 Diametrul conului mare mm 3 600 4 200 4 S00 5 000 Cursa conului mare mm 750 750 750 750 înălţimea totală a aparatului m — 15,8 16,67 16,45 înclinarea conului mare g r d 53 53 53 53 Diametrul tijei conului mare mm 160 175 185 190 Masa conului mare inclusiv tija sa t — 22,7 27,3 30,4

Fig. 3.42. Contactul con mare-pîlnie (a) şi asamblarea închizătorului de gaze-pîlnia conului mare-inelul de sprijin al furnalului

(b) la aparatul de încărcare: 7 — con mare ; 2, 5 — pîlnie; 3 — strat de aliaj dur; 4 — inelul de sprijin al furnalului; 6 — închizător de gaze; 7 — inele de azbest; 9 — şuruburi de f ixare;

8 — inele de compensare.

206


1 2 3 4 5 6

Masa pîlniei conului mare t 13,1 15,1 16,2 Diametrul conului mic mm 1 600 1 980 2 000 2 000 Viteza distribuitorului rot/min 3,2 3,32 3,5 3,5 Volumul util al pîlniei m3 4,5 6,5 10 10 Cursa conului mic mm 900 900 900 900 Puterea motorului distribuito-

r u l u i (etanşare uscată) kW 11 16,8 28 2 8 Durata deschiderii conurilor s 5 5 5 5

3.5.4. Snstalatii de acţionare a conurilor 9 9

Aceste instalaţii trebuie să asigure deschiderea centrică a conurilor, într-un timp relativ scurt şi fără pierderi de gaze, cu grad ridicat de sigu-ranţă în exploatare.

Instalaţiile uzuale sînt de tipul cu balansieri, cu deschiderea liberă sau forţată a conurilor. Acţionarea balansierilor se realizează cu trolii electrice, la instalaţiile cu deschidere liberă se foloseşte şi acţionarea pneumatică, iar la cele cu deschidere forţată, uneori, acţionarea hidraulică. La furnalele moderne de mare capacitate şi cu presiune ridicată la gură se utilizează exclu-siv instalaţii cu deschidere forţată, care asigură deplasarea centrică şi uni-formă a conurilor şi siguranţa etanşării (fig. 3.43). Instalaţiile cu deschidere liberă se utilizează pentru furnale mici (cu volum util pînă la 1 000 m3) şi în general cu presiune coborîtă la gură; ele sînt mai simple constructiv, însă prezintă dezavantajul deschiderii greoaie a conului mare, în special cînd se alimentează materiale umede şi aderente şi la furnalele cu presiune ridicată la gură [1, 2, 4, 15].

Balansierii au construcţia din fig. 3.44. Ei se realizează prin sudare din tablă şi profile de oţel, iar contragreutăţile sînt cutii de tablă cu balast (beton). Balansierii conului mare 1 se împănează pe arborele comun 9 montat în lagărele cu rulmenţi 10, iar balansierul conului mic 2 se montează liber pe acest arbore, prin intermediul lagărului de alunecare 11. Sistemul cu două manivele asigură verticalitatea deplasării conurilor. Centrarea tijelor conuri-lor cu axa aparatului de încărcare se realizează prin deplasarea ramei 72 cu cricurile fixatoare orizontale 13. în timpul reparaţiilor, contragreutăţile sînt preluate de cărucioarele 14.

Troliul de acţionare a conurilor se realizează în diverse variante, în fig. 3.45 se prezintă construcţia troliului utilizat pentru furnale cu volum util 1 000 ... 2 000 m3. Tamburele celor două conuri sînt montate liber, prin lagăre de alunecare, pe arborele roţii dinţate de acţionare şi sînt antrenate de aceasta, prin intermediul camelor laterale, la rotirea în cele două sensuri (dreapta-conul mic; stînga-conul mare); unghiul de rotaţie este de cca 300 ... 320°, determinat de poziţia camelor şi limitat, pentru siguranţă, de două limitatoare de cursă. Se asigură astfel o mare siguranţă în exploatare, prin imposibilitatea acţionării simultane a conurilor şi limitarea cursei acestora.

207

d Fig. 3.43. Instalaţie de balansieră cu deschidere forţată:

a - vedere generală ; 6 şi o - schema de acţ ionare a balansierului cu deschidere f o r ţ a t ă ; d - schema de organizare a ba-lansierilor cu două manivele:

7 - conul m a r e ; 2 - t i j a conului m a r e ; 3 - balansierul conului m a r e ; 4 - conul m i c ; 5 - balansierul conului m i c ; 6 - troliul electric de acţionare a ambelor conuri ; 7 - contragreutăţ i ; 8 - biele de suspendare a conuri lor ; 9, 70, I -t i j a travers a si t i ja conului m a r e ; 72, 13, 14, 15 - t i j ă , traversă, două pipe şi t i j a inelară a conului mic ; 16 - cablurile

conului m a r e ; 77 - cablul conului mic.

Se folosesc ca organ de tracţiune lanţuri articulate, asamblate în continuare cu cablurile balansierilor, ceea ce asigură alunecări minime pe tamburele troliului.

în tabelele 3.12 şi 3.13 se prezintă caracteristicile balansierilor şi troliilor pentru acţionarea forţată a conurilor.

Tabelul 3.12

Caracteristicile balansierilor cu deschidere forţată


măsură

Volumul util al furnalului, m3


măsură 1 386 1 513 1 719

Cursa conurilor — mare; mm 750 750 750 — mic mm 900 900 900

Lungimea — manivelei superioare; mm 690 690 690 — bielei mm 2400 2400 2400

Unghiul de rotire al balansie-rului — mare; grd 66 66 66 — mic grd 81°23' 81°23' 81°23'

Forţele în tijele conurilor grd

— mare kN 735 850 912 — mic. kN 251 365 388

Masa contragreutăţii balansie-rului conului — mare; t 15,1 23,0 23,5 — mic. t 8,7 14,9 15,5

Masa totală a instalaţiei de ba-lansieri cu contragreutăţi t 38,8 53,2 45,4

Tabelul 3.13

Caracteristicile tehnice ale troliilor electrice de acţionare a conurilor

Caracteristica Unităt i de

Furnalul , m3

Caracteristica masura masura 1 0 3 3 - 1 386 1 3 8 6 - 1 513

Forţa de tracţiune maximă kN 350 350 Viteza de deplasare a lanţurilor

conurilor m/s 0,325 0,340 Diametrul tamburelor conurilor

m/s

— mare mm 1 100 1 100 — mic mm 1 100 1 100

Cursa lanţului mm — 2 630 Viteza de rotaţie a tamburelor rot/min 6 6 Timpul de deschidere şi închi-

rot/min

dere (fără pauză) a conurilor s — 12 ... 15 Putere de acţionare kW 105 105 Masa troliului t 15 13,9 Dimensiuni de gabarit ale 4 776 x 2 000 x 3 940 x 2 380 x

troliului mm 2 485 2 216

209

Fig. 3.44. Balansiere pentru deschiderea forţată a conurilor: a— vedere laterală; b — vedere de sus; 7 — balansierii conului mare; 2 — balansierul conului mic; 3 — contragreutate balansier conul mare; 4 — idem pentru conul mic; 5 — cablul de tracţiune al balansierului conului mare; 6 — biele; 7 — manivele; 8 — suspensia ti jei conului; 9 — a x ; 10 — lagăre; 11 — lagăr de

mijloc; 12 — construcţie sudată; 13 — cricuri fixatoare, orizontale; 14 — cărucior.

Fig. 3.45. Troliu electric de acţionare a balansierilor conurilor cu reductor elicoidal: a — schema cinematică; b — vedere generală;

1 — a x ; 2 , 3 — tamburi; 4,5 — came pe tamburul 2 respectiv 3; 6,7 — came pe o parte şi pe cealaltă a roţii dinţate; 8 — roată dinţată; 9 — pinion; 10 — reductor melc-roată melcată; 11 — cuplaj cu frînă; 12 — motor electric; 13 — re-

ductor; 14 — comandoaparat.

Pentru eliminarea dezavantajelor pe care le prezintă aceste instalaţii (complexitate relativ mare, necesitatea reglării periodice datorită alungirii cablurilor, pericolul de avarie prin ruperea cablurilor etc.) s-au realizat soluţii de acţionare a conurilor în balansieri fără cabluri şi fără balansieri şi cabluri [1, 2, 41. Aceste sisteme nu au căpătat însă o largă utilizare, datorită marilor complexităţi, dificultăţilor de montare la partea superioară a furnalului, necesităţii instalaţiilor hidraulice de acţionare şi altele.

Calculul instalaţiilor de acţionare cu balansieri se efectuează pe baza schemei din fig. 3.46, a.

Greutatea contragreutăţii balansierilor se determină din condiţia de men-ţinere în poziţie închis a conului cu încărcătura alimentată pe acesta (negli-jînd greutatea braţului mic al balansierului):

Q _ (Gc + Gjţ + T)r cos q0 — Gba cos 80 ^ ^ ^ R2 COS S0

unde: Gc, G„, Gu, sînt greutăţile conului cu tija şi suspensia braţului mare al balansierului şi respectiv încărcăturii totale maxime pe con; T — forţa de apăsare a conului pe scaunul său; — [T c^. 0,3[Gc + Gi()]; oc0, 80 — valorile iniţiale ale acestor unghiuri (conul în poziţie închis); pentru conul mare ccc = 80 ~ 32 ... 33°; pentru conul mic a0 = 40 ... 42° şi S0 = 34 ... 36°.

Forţa de acţionare în cablul balansierului rezultă din momentele tuturor forţelor faţă de axa de rotaţie O:

p __ JT [Gcgi?2 cos 8 -f Gbq cos 8 — (Gc + Gj)r cos «] ^ gp^ 6 Rl sin y

unde: K este coeficient prin care se iau în considerare frecările în lagăre, pe role, rigiditatea cablului etc. (K = 1,1 la coborîre şi K = 0,9 la ridicare); Gf — greutatea încărcăturii pe con, variabilă la deschidere cu poziţia acestuia; y — valoarea iniţială y0 c-i 52 ... 53° pentru conul mare şi 43 ...45° pentru conul mic.

Această forţă este variabilă cu unghiul de rotaţie p al balansierului, variaţia sa stabilindu-se graf o-analitic conform fig. 3.46, b, pentru şapte-opt poziţii ale acestuia. Valorile unghiurilor curente sînt

a = a0 — p; S = §0 — p, (3.70)

unghiul total de rotaţie a balansierilor fiind de 64 ... 66° pentru conul mare şi 80 ... 83° pentru conul mic.

Momentul static la axul motorului de acţionare a troliului se stabileşte cu relaţii de tipul:

Fs = ± (FbRT sin <?±FJ, (3.71) T

Fs = ±(FbRt±Fsu), (3.72) Irp

unde: iT este raportul de transmitere al troliului; R, — raza tamburului troliului; cp — unghiul de rotire al tamburului; Fsu — forţă suplimentară (frecări în lagărele tamburului, în blocul cu role, în transmisia cu lanţ etc.):

213

Fig. 3.46. Shema de calcul a instalaţiei

de balansare: a — forţa din c a b l u ; b — variaţia forţei cu

unghiul de rotaţ ie .

semnele: + pentru coborîrea conului, — pentru ridicarea conului. Unghiul 9 se stabileşte, în funcţie de variaţia lungimii cablului Ai ce se înfăşoară pe tambur, cu relaţia

<p = 180 ^ R t + 90 [grd], (3.73)

unde: Al, i?( - în m; Al se determină grafo-analitic în funcţie de poziţia balansierului [1, 4], Forţa suplimentară FSU se apreciază [R, (m)] cu relaţia

FSU = 0,\FBMRT [daN], (3.74)

unde: FBM este valoarea medie a tensiunii în cablu, pentru conul încărcat cu cocs, în daN.

Relaţiile (3.71) se aplică pentru intervalul cp = 0 ... 90° iar relaţiile (3.72) pentru intervalul cp > 90°. Ambele relaţii se afectează corespunzător cu randamentul troliului rjT.

Momentul dinamic la axul motorului se determină aproximativ pentru perioadele de demaraj respectiv frînare;

Mdpf=8.(G^n [ d a N m ] j ( 3 7 5 )

unde: (GD2)M este momentul de giraţie al pieselor de pe axul motorului, în kgm2;

nm — viteza de rotaţie a motorului, în rot/min ; t f — timp de pornire, respectiv frînare, în s; § — coeficient ce introduce influenţa celorlalte mase în mişcare

de rotaţie [ 8 = 1,10 ... 1,20). Diagrama de sarcină a motorului, la acţionarea unui con, obţinută prin

reprezentarea variaţiei momentului total cu timpul, este exemplificată în fig. 3.47. Pe baza ei se determină momentul echivalent

Me = M%chc + — (mÎM2 + Mim4 + MsmMsUi) tt + M%totr + M%tfc +

+ hr + tfc + tfr) + [Mp + tnc + tnr

+ M%rtăr + M28MO'K + (M2sMS- + MsMWMsM5.MsMW)t't + M%tfr

(3.76) u-(tdc + tar + tfc + tfr) + $tp + t„c + tnr

Calculul se efectuează pentru ambele conuri şi se determină puterea medie pătratică pe ciclul de încărcare, pentru care se alege motorul de acţio-nare a troliului conurilor.

2 1 5

Mn ISO 140 120

60

20

O -20

-60

-80

-120

-M

Mpr

M IM/,' •M< Mm

f MSM,

f r f

/ i i

/ i i 26

2\ 4- s 8 10 12 K 16 18 20 Ms M„/

1 A 5M[Q'

ML.,. 1 / 5M[Q'

ML.,. 1 kc <k

3 \ i , ft

••y

tr 1

' 1 tr

3 \ i , ft

tr 1

' 1 1 1

% tdc tfc tpouzo tdr , tnr tfr

tc ' 6 s

tr

28 » t.s

Fig. 3.47. Diagrama de încărcare a motorului electric al troliului balansierului:

a, b — curba de variaţie a momentelor statice ( M s M ţ ) ; Mp — moment de pornire; Mf — momentul de fr inare ; ta — timpi de pornire; t,t — timpi de mers cu viteza normală; tf — timpi de fr înare; tc — timpul de coborîre a conului, tr — timp de

ridicare a conului.

3.5.5. Dispozitiv de încărcare (tip C.R.M.) cu clopot de etanşare sub clopotul mic şi distribuitor rotativ

Acest dispozitiv, destinat pentru alimentarea furnalului cu elevator cu skip sau transportoare cu benzi, are construcţia schematică din fig. 3.4S [8],

Cînd materialul de pe clopotul mic urmează a fi descărcat în pîlnia conu-lui mare, tija conului mic îşi începe cursa de coborîre iar conul de etanşare, conul mic şi pîlnia sa sînt toate coborîte simultan; suprafaţa încărcată cu material dur a conului de etanşare părăseşte garnitura din neopran fixată pe inelul de etanşare, fiind în acest moment protejată de pîlnia rotativă de material care coboară şi ea. Această operaţie de coborîre continuă pînă la consumarea a aproximativ 1/4 din cursa totală, timp în care conul de etan-şare se deschide cu o cursă egală, iar conul mic rămîne închis. Flanşa pîlniei de încărcare 5 este oprită în acest moment şi se reazămă pe inelul amortizor 4 montat pe inelul suport. în continuarea cursei de coborîre, conul mic se des-prinde de scaunul său de la partea inferioară a pîlniei şi permite materialului

216

să se descarce în pîlnia conului mare (fără ca materialul să vină în contact cu suprafaţa de reazem a conului de etanşare).

Acest tip de distribuitor prezintă o serie de avantaje faţă de cele clasice: se poate folosi atît pentru alimentarea cu skipuri cît şi cu benzi transportoare; soluţia constructivă este mai economică şi mai simplă decît la celelalte tipuri, uşurînd întreţinerea şi deci reducîndu-se timpii de oprire ai furnalului; suprafeţe-le de contact ale clopotului de etan-şareşi ale scaunului său nu sînt su- . ( puse uzurii (deoarece materialul de încărcare nu vine în contact cu ele) şi deci este posibilă pă-strarea etanşeităţii gazului faţă de exterior pentru o campanie completă a furnalului; părţile distribuitorului în mişcare de ro-taţie nu sînt supuse la nici un fel de solicitare de jos în sus, de-oarece presiunea de la gîtul fur-nalului este preluată de clopo-tul de etanşare; acest tip de distribuitor poate fi adaptat uşor la furnalele existente.

Realizarea acestui tip de di-stribuitor aparţine S.A. Metallur-gique d'Esperance-Iongdoz; fir-ma Paul Wurth a realizat echi-pare cu asemenea distribuitoare, a unui număr însemnat de furnale cu volum util pînă la circa 3000 m3

şi care lucrează cu presiune la gît de pînă la 2,5 daN/cm2 şi cu pîlnii de încărcare de pînă la 83 m3 (140 t) capacitate.

3.5.6. Dispozitiv de încăr-care fără conuri, cu jgheab reglabil pen-tru distribuirea ma-terialelor

în figura 3.49 se prezintă un asemenea dispozitiv, destinat pentru alimentarea cu transpor-toare cu bandă a furnalului,

Fig. 3.48. Distribuitor de materiale tip CRM cu clopot de etanşare sub al instalaţiei de încărcare a

furnalului: / — p î l n i e r o t a t i v ă ; 2 — scaunul clopotului de e tanşare ; 3 — pinionul conic de acţ ionare a pilniei rot i toare ; 4 — inel amort izor ; 5 — flanşa pîlniei de încărcare ; 6 — clopotul de mater ia l ; 7 — clopotul de e tanşare ; 8 — rolele de deplasare vert ica lă ; 9 — dispozitiv de cuplare a t i jei conului m a r e ; 10 — inel de e tanşare ; 11 — t i je le tubulare concentrice de suspendare ale conului mic pentru material şi conului de etanşare; 72 — lagăr pe role cu autoconcentrare ; 13 — suspensia comună a t i je lor concentrice ale conului

mic şi a conului de etanşare.

217

cu posibilităţi de adaptare la furnalele alimentate cu elevatoare cu şi-puri [9].

Dispozitivul permite comanda manuală sau automată a următoarelor operaţii:

Fig. 3.49. Dispozitiv de încărcare fără clopote, cu jgheab rotativ reglabil pentru

distribuirea materialelor: 1 — partea metalică superioară a dispozitivului; 2 — cărucior de ridicare 30/5; 3 — construcţie turn de înălţime mică şi uşoară; 4 — bandă transportoare de alimentare; 5 — conductă de egalizare; 6 — ventil superior de etanşare; " — echipament de cîntărire pentru semnalizarea „buncăr" gol; 8 — buncăre; soluţia cu trei buncăre la mers continuu; soluţia cu două buncăre în cazul spaţiului redus al furnalului unde se adaptează un asemenea sistem; 9 — poziţie retrasă a buncărului pentru reparaţii; 10 — şubăr de tip sector pentru reglarea debitului de material; 11 — ventil inferior etanşare; 12 — placă de obturare a buncărului; 13 — corp distribuitor pentru presiuni pînă la 5 daN/cm2

permiţînd: rotirea jgheabului (M), varierea unghiu-lui jgheabului (a), poziţionarea în mişcare de rotaţie (3), încărcarea în spirală (Aa) încărcare locală, încărcare în segmenţi în funcţie de natura materialului (Mj) şi construcţia furnalului; 14 — a x ; 15 — injecţie de Na sau gaz epurat; 16 — jgheab distribuitor, uşor demontabil spre exterior;

17 — uşa orificiului pentru schimbarea jgheabului; 18 — zona încărcăturii; 19 — detectarea nivelului încărcăturii cu sonde mecanice sau cu surse cu

neutroni.

— evacuarea controlată a materialelor prin închizătoarele cu sector, astfel încît să se asigure aceeaşi viteză de distribuţie a materialului indiferent de calitatea acestuia;

218

— încărcarea propriu-zisă, în patru moduri (v. fig. 3.49): încărcare auto-mată circulară (unghi de cădere oc cu alegere liberă pentru fiecare tip de mate-rial de încărcare prin selecţie din tabele de date sau de la calculator); încăr-care automată în spirală (alegere liberă a limitelor interioare şi exterioară ale unghiului de cădere a pentru fiecare tip de încărcătură, prin selecţie din tabele de date sau de la calculator; încărcare într-un punct, comandă manual (alegerea liberă a unghiului de cădere a şi a poziţiei fixe unghiulare (3 prin buton de comandă); încărcare manuală în segmente (alegerea liberă a unghiu-lui de cădere oc şi antepoziţionarea unghiului j3 şi a amplitudinii A (3).

Rotirea jgheabului se efectuează cu două viteze (în urma încercărilor s-a stabilit ca optimă valoarea de 8 ... 12 rot/min), iar înclinarea jgheabului are 11 poziţii posibile (între unghiul de înclinare minim şi verticală).

Avantajele principale ale acestui tip de dispozitiv de încărcare fără conuri sînt: posibilităţi practic nelimitate de repartizare cît mai uniformă a mate-rialelor de încărcare în furnal, cu completare precisă ulterioară în cazul deni-velărilor; accesul în orice zonă a echipamentului este mai facil decît la orice alt tip de dispozitiv de încărcare, iar timpii de înlocuire pentru piesele de uzură sînt suficient de mici; grupul de antrenare pentru rotirea şi înclinarea jgheabului este mult mai mic decît cel necesar unui distribuitor rotativ; suprastructura de la gîtul furnalului pentru montarea dispozitivului de încăr-care este sensibil mai uşoară.

3.5.7. Blindaj variabil la gura furnalului

Una din soluţiile ce se pot adopta în vederea îmbunătăţirii repartiţiei încărcăturii în furnal deci şi a distribuţiei gazelor este introducerea reglării diametrului gurii furnalului. Blindajele care permit reglarea diametrului conduc la modificarea deversării materialelor şi prin aceasta a fluxului de gaze din furnal.

Blindajul variabil se compune din 18 ... 24 de plăci cu dimensiunile 800 ... 1 250 X 2 400 ... 2 500 X 45 ... 50 mm, suspendate mobil spre a putea pendula liber. Blindajele sînt montate în solzi, 9 ... 12 în exterior şi restul în interiorul furnalului. Blindajele exterioare sînt acţionate hidraulic sau mecanic, cele interioare deplasîndu-se fie datorită blindajelor exterioare acţionate la deplasarea spre axa furnalului, fie datorită acţiunii materialului de încărcare în cazul deplasării inverse. Cursa maximă a blindajelor este de 350 mm la acţionare hidraulică laterală şi de 600 mm la acţionarea mecanică superioară a blindajelor. Modul de acţionare al blindajelor permite realizarea a 8 ... 10 poziţii ale acestora, ceea ce corespunde la 8 ... 10 diametre la gîtul furnalului, creîndu-se astfel posibilitatea distribuirii materialului după nece-sităţile tehnologice.

In fig. 3.50 se prezintă modul de amplasare şi de acţionare al blindajelor.

2 1 9

La acţionarea hidraulică, blindajul se roteşte în jurul articulaţiei A (v. fig. 3.50, b), iar la acţionarea mecanică efectuează o mişcare de deplasare plan paralelă (v. fig. 3. 50, d).

Poziţia de început / de coborîre a c/oootu/ui

\_yC . Cocs mare

\—l— Clopot deschis Ag/ome- \ 1 rot ş/ cocs //)' mărunt //,?/'

/ V " ! . — ///ii!

U ii

r \ \ \ \

/ / V Fig. 3.50. Poziţii ale blindajului variabil al furnalului:

a — amplasare la gîtul furnalului; b — blindaj osci lant; c—dispunere circulară; d — blindaj deplasabil prin variere plan, paralelă; 7 — blindaje exterioare; 2 — braţe ; 3 — pîrghii cot i re ; 4 — cilindrii hidraulici; 5 — cadru tr iar t iculat ;

6 — suport de suspendare; 7 — dispozitiv de ac ţ ionare ; 8 — art iculaţ ie .

220

3.6. U t i l a j e d e d e s e r v i r e a orifici i lor de fontă şi de z g u r ă ale furnalului

3.6.1. Tipuri constructive de maşini de destupare şi astupare a orificiului de evacuare a fontei

Destuparea orificiului de evacuare a fontei necesită două operaţii suc-cesive, de găurire a masei refractare prin sfredelire şi de perforare a orificiu-lui. Operaţiile se pot mecaniza cu utilaje diferite, sau cu utilaje ce execută ambele operaţii. Perforarea se poate efectua şi cu oxigen. Corespunzător, maşinile de destupare se realizează în următoarele tipuri: maşini de sfredelire cu acţionare electrică, maşini de perforat prin lovire cu acţionare pneumatică şi maşini complexe de sfredelire-perforare. Aceste utilaje trebuie să satisfacă următoarele cerineţe principale: să realizeze un canal cu diametrul de 50 ... 60 mm, rectiliniu şi uşor înclinat; robusteţe şi siguranţă în funcţionare; dimen-siuni de gabarit reduse; aducere în poziţie de lucru şi revenire în poziţie de repaos rapide şi precise, conducere de la distanţă.

Astuparea orificiului de evacuare a fontei se efectuează cu masă refrac-tară în cantitate de 0,5 ... 1,0 t, care se introduce rapid în canalul perforat la sfîrşitul evacuării fontei. Maşinile de astupare se realizează în variantele cu acţionare pneumatică, electrică şi hidraulică şi, pe lîngă cerinţele enunţate trebuie să aibă acţiune rapidă şi cu presiune suficientă pentru astuparea orificiului, ţinînd seama de presiunea din furnal.

Orificiul de evacuare a zgurei este metal ic şi este obturat de maşini cu închizător.

Dintre maşinile de destupare, cele complexe de sfredelire-perforare meca-nizează complet toate operaţiile şi sînt larg utilizate la furnalele moderne, celelalte tipuri [1, 2, 3, 4, 7] au o răspîndire limitată.

Dintre maşinile de astupare, largă utilizare au cele cu acţionare electrică şi, în ultimul timp, hidraulică. Maşinile pneumatice [1, 2, 7], datorită capa-cităţii limitate, se utilizează numai pentru furnale cu volum util pînă la 1 0 0 0 m 3 .

3.6.2. Maşină complexă de destupare

Maşina mecanizează total operaţia de destupare, prin realizarea combi-nată a sfredelirii şi perforării orificiului de evacuare a fontei. Maşina are con-strucţia generală din fig. 3.51, în care se prezintă şi poziţionarea sa faţă de orificiul de evacuare. Subansamblul tehnologic de sfredelire — perforare este poziţionat cu ajutorul a două mecanisme, de rotire faţă de axa coloanei 3 şi de deplasarea axială pe grinda 2, acţionate electric. Fixarea maşinii la fur-nal, în vederea preluării reacţiunii axiale a masei refractare, este comandată cu electromagnet.

221

Fig. 3.51. Maşină complexă de destuparea orificiului de evacuare a fontei: 7 — mecanism de deplasare a căruciorului ; 2 — t raversă ; 3 — consolă rot i toare ; 4 — coloană de spri j in ; 5 — mecanism de lovire; 6 — mecanism de rotire a burghiului; 7 — cărucior ; 8 — mecanism de f i x a r e ; 9 — orificiu de evacuare a fonte i ;

70 — burghiu; 77 — mecanism de rotire a maşinii.

Subansamblul de sfredelire-perforare are construcţia din fig. 3.52, în care se prezintă ansamblul celor două mecanisme componente, de rotire (pentru sfredelire) şi de lovire elastică (pentru perforare) a burghiului. Cele două mecanisme pot acţiona simultan sau separat.

Mecanismul de rotire a maşinii este asemănător cu cel al maşinilor de astupat electric (v. fig. 3.56) şi se calculează similar. Mecanismul de deplasare axială se calculează ca un mecanism uzual de deplasare, ţinînd seama de particularităţile constructive.

Caracteristicile principale ale maşinilor de acest tip sînt date în tabelul 3.14.

222

Tabelul 3.17

Caracteristicile maşinii complexe de destupare a orificiului de evacuare a fontei

Caracteristici Unităţ i de

măsură Valori

Diametrul burghiului mm 60 Adîncimea de sfredelire mm 2 600 Viteza de rotaţie a burghiului rot/min 365 înclinaţia maşinii în funcţionare grd 10 Forţa axială în burghiu daN 200 Fregvenţa de perforare lov/min 400 Viteze de deplasare:

— la evacuarea din orificiu m/min 20 — la aducerea în orificiu m/min 1

Unghiul de rotire al maşinii grd 135 Masa maşinii t 11 Puterile de acţionare ale mecanismelor

— de rotire a maşinii kW 2,8 — translaţia căruciorului; kW 2 x 1,4 — rotirea burghiului kW 7

Fig. 3.52. Subansamblul de sfredelire-perforare a orificiului de evacuare a fontei: 7 — angrena j ; 2 — butonul manivelei ; 3 — bie la ; 4 — corpul maşinii ; 5 — cul isă ; 6 — resort ; 7 — ciocan de lovire; 8 — motorul mecanismului de rotire al burghiului; 9 — angrenare ; 10 — a x cu caneluri ; 11 — t i j a "burghiului; 72 — r e s o r t ; 13 — cuzineţi ; 14 — pat ron ; 15 — burghiu; 16 — electromotoare de acţ ionare a

mecanismului de lovire.

223

Fig. 3.53. Maşina electrică de astupat (cu şurub deplasabiî): 7 — scoabă; 2 — mecanism de fixare; 3 — afet; 4 — cărucior; 5 — mecanism de deplasareradială; 6 — maşina pro-priu zisă; 7 —coloană de sprijin; 8 — mecanism de rotire; 9 — consolă rotitoare; 10 — orificiul de evacuare a fontei.

Fig. 3.54. Secţiune prin maşina electrică de astupat: 7 — cioc: 2 — piesă intermediară; 3 — cilindrul de lucru; 4 — gură de alimentare; 5 — piston de lucru; 6 — carcasă telescopică; 7 — tija pistonului;8 — lagăr; <? — piuliţă; 10 — reductor; 77 — carcasa reductoruui; 12 — cuplaj; 13 — motorul mecanismului de presare; 14 — carcasa motorului; 75 — calea de rulare a căruciorului; 16 — afet; 17 — angrenaj cu roţi conice; 18 — motorul mecanismului de deplasare radială; 19 — tija filetată; 20 — electromagnetul mecanismului de fixare; 21 — tija armăturii electromagnetului; 22 — pîrghie cotită; 23 — tiranţi; 24 — partea filetată activă a mecanismului de deplasare radială; 25 — piuliţă; 26 — cărucior; 27 — ti jă; 28 — ciocul de fixarea;.

29 — scoabă.

3.6.3. Maşină electrică de astupare

Organizarea generală a maşinii este prezentată în fig. 3.53, din care rezultă şi poziţionarea sa faţă de orificiul de evacuare a fontei. Subansamblulul tehnologic de presare 6 este adus în poziţiile de lucru şi de repaos cu meca-nismele de rotire 8 şi de deplasare axială 5. Fixarea maşinii la furnal se efec-tuează cu mecanismul 2.

Subansamblul de presare a masei refractare, cu acţionare prin mecanism şurub-piuliţă, are construcţia din fig. 3.54 şi detaliul mecanismului de acţio-nare din fig. 3 55. Se remarcă schema cinematică compactă a acestuia, reali-zată prin plasarea roţilor dinţate intermediare pe bucşe libere pe axe.

2 2 5

Mecanismul de deplasare axială (v. fig. 3,54) este de asemenea de tipul şurub-piuliţă, aceasta din urmă fiind montată articulat la căruciorul maşinii. Profilul ghidajelor din afet asigură înclinările maşinii în poziţiile de lucru şi de repaos.

Mecanismul de rotire (fig. 3.56) este de tipul cu coloană fixă, consola rotitoare a maşinii fiind montată pe aceasta pe lagăre cu rulmenţi (superior axial-radial şi inferiori radiali).

în tabelul 3.15 sînt prezentate principalele caracteristici ale maşinilor de acest tip.

Tabelul 3.15

C a r a c t e r i s t i c i l e m a ş i n i l o r e l e c t r i c e de a s t u p a t

Caracteristici Unităţ de

voumul cilindrului maşinii ni1

Caracteristici măsură 0,27 0,30

măsură 0,27 0,30 0,5

Diametrul cilindrului mm 520 550 650 Cursa pistonului mm — 1 265 1 505 Forţa pe piston kN 275 500 1 600 Forţa de apăsare a maşinii kN — 84 110 Viteza de deplasare a masei re-

fractare m/s 0,33 0,45 0,38 Puterea de acţionare:

m/s

— a mecanismului de presare kW 18.4 20,5 40

— a mecanismului de deplasare kW .5,5 20,5 25

— a mecanismului de rotire kW 3,68 3,8 6 Masa totală a maşinii t — — 20.26

Forţa de presare a masei refractare se stabileşte cu relaţia

Fp = Pm ^ (daN), (3.77)

unde: pm este presiunea asupra masei refractare, în daN/cm2; D — diametrul pistonului, în cm.

Presiunea pm se adoptă, ţinînd seama de forţele rezistente la injectarea mortarului refractar [1, 2, 3], de cca 50 daN/cm2.

Viteza pistonului este funcţie de viteza necesară de injectare a masei refractare vc(vc c^ 0,3....0,4 m/s) conform relaţiei

VP = VE ~ [m/s], (3.78) vp

unde: Dc este diametrul orificiului de evacuare al maşinii.

226

Regimul de lucru al motorului mecanismului de presare fiind de scurtă durată [4], puterea sa se calculează cu relaţia

p = _ Fvvv - [kWl (3.79) 1 0 2 / l s 7]„(

unde: K, este coeficientul de suprasarcină (Ks = 2).

Fig. 3.55. Mecanismul subansamblului de presare al maşinii de astupat: 1 — pmliţă activă; 2 — şurubul; 3 — piston; 4 — angrenaj limitator de cursă; 5 — pinion; 6 — primul grup

de roţi pe bucşă comună; 7 — idem al doilea grup; 8 — roată dinţată solidară cu piuliţia activă 7.

Mecanismul de acţionare şurub-piuliţă se calculează uzual la forţa F . La mecanismul de deplasare axială, apăsarea maşinii pe orificiul de eva-

cuare a fontei este funcţie de forţele ce lucrează la ciocul maşinii de astupat (fig. 3.57, a) şi anume: forţa de strîngere Fs, reacţiunea la forţa de strîn-gere N, şi reacţiunea la presiunea masei refractare Frm.

Experimental [4] s-a determinat Fsmax c^. 3 000 daN. In timpul apăsării (strîngerii) maşinii (la începutul operaţiei de astupare) mecanismul de presare nu funcţionează şi deci Frm — 0 şi reacţiunea pe ciocul maşinii N = Fs.

La introducerea masei refractare în orificiul începe să acţioneze Frm care creşte continuu, forţa de strîngere F s rămîne practic constantă şi forţa N se micşorează.

2 2 7

Fig. 3.56. Mecanismul de rotire al maşinii de astupat: 1 — melc; 2 — roată melcată; 3 — cuplaj de fricţiune; 4— ax vertical; 5 — coloană f ixă; 6 — ax f ix ;

7 — roată dinţată f ixă; 8 — carcasa reductorului; 9 — coloana mobilă; 10 — carcasa.

Schema de solicitare a maşinii este dată în fig. 3.57, b. La echilibru:

E X = Fr.m - R1X — Gx = 0 ; (3.81)

£ Y - Rw + R2 - Gy = 0, (3.82)

S M = Fr.m{a + b) + R2C - Gxa - Gyd = 0, (3.83)

Cînd Frm < Fs ciocul maşinii este apăsat în orificiu cu forţa N — Fs — — Frm. Dacă Frm = Fs, ciocul este lipit de orificiu fără apăsare, iar dacă Frm >FS maşina se depărtează de orificiul

Forţa de reacţiune maximă la presiunea masei refractare în timpul astupării este

Frmmax ~ Pm- (3.80);

Fig. 3.57. Schemele forţelor ce acţionează, asupra ciocului (a) şi asupra corpului

maşinii deastupat (b).

unde: G este greutatea maşinii încărcate; Rlf R2 — reacţiunile în articulaţiile maşinii la cărucior. Din ecuaţia momentului şi ştiind că forţa de reacţie datorită presării

masei refractare în orificiu variază crescător de-a lungul astupării, rezultă că reacţiunea R2 se micşorează şi la un moment dat devine zero, schimbînd apoi de semnul. Variaţia R2(Frm) este liniară [4], fiind însă însoţită de

229

şocuri, ceea ce influenţează negativ durabilitatea pieselor componente ale mecanismului. Maşina lucrează satisfăcător dacă reacţiunea R2 rămîne con-

Fig. 3.58. Schema de solicitare a căruciorului (a) şi afetului (6^: 1,2 — puncte de suspendare a maşinii.

Schema de solicitare a căruciorului este dată în fig. 3.58, a. In cele două puncte de suspendare ale maşinii (7 şi 2) lucrează forţele R\ şi R'2 egale şi de sens invers cu forţele şi R2. La echilibru:

IlX = rlx + Gcx-R'lx + 0, (3.84)

S Y = rly + r 2 - Gcy - R'ly - R'2 = 0, (3.85)

s M = r2e - R'lxh - R'2(l + m) - R'lyl - Gcyf - Gcxn, (3.86)

unde: Ge este greutatea căruciorului; rv r2 — reacţiunile asupra roţilor căruciorului.

2 3 0

Schema de solicitare a afetului este dată în fig. 3.58, b. La echil ibru:

= B

£ Y - A

rlx cos a sm a

r'lx sin a — Ga — r'ly cos a

£ M = 0 ,

y'o sin a — 0,

— r'2 cos a = 0,

(3.87)

(3.88)

(3.89)

unde: Ga este greutatea afetului; A — forţa în suspensia afetului la consola rotitoare a maşinii; B — forţa de fixare a maşinii; a — unghiul de înclinare a maşinii faţă de orizontală. Forţa maximă de calcul al şurubului de antrenare

Kmax = Kx cos y — r[ sin y. Rezistenţa la deplasare a căruciorului

W — (G + Ge) (wc cos oc + sin a),

pe baza căreia se determină puterea necesară de acţionare. La mecanismul de rotire (schema de

calcul în fig. 3.59), din condiţiile de echi-libru rezultă:

(3.90)

(3.91)

I) 't ~T Gr,

C Gtn + Gro > P

unde: G, este greutatea afetului, maşini şi căruciorului; Gr — greutatea consolei rotitoare; C — reacţiunile orizontale în la-găre ; D — reacţiunea verticală.

Momentul de frecare în lagărele radiale

Mfr = = rt),

iar în lagărul de presiune

Mfp = I)lHr, (3.95)

1 1 y

Fig. 3.59. Schema forţelor ce lucrează asupra coloanei maşinii.

unde: |x1; sînt coeficienţii de frecare în lagăre; r — raza medie a lagă-rului de presiune; r{, rs — razele lagărului radial inferior şi supe-rior.

Momentul forţelor de inerţie se calculează cu relaţia generală Md= S/e [daNm], (3.96)

unde: £ / este suma momentelor de inerţie ale maselor rotitoare: e—acce-leraţia unghiulară, în s~2.

231

Din aceste relaţii rezultă momentul rezistent total maxim la axa coloanei

M = MFR+ MJP + MD, (3.97)

la care se calculează puterea motorului de acţionare, pentru regim de fun-cţionare de scurtă durată.

3.6.4. Maşini hidraulice de astupare

în fig. 3.60 se prezintă un tip constructiv uzual de maşină hidraulică de astupare. Mecanismele sale (de presare, de deplasare axială şi de rotire) sînt acţionate cu cilindrii hidraulici la 70 daN/cm2.

Pentru alimentarea cilindrilor hidraulici cu ulei sub presiune pe coloana rotitoare sînt montate două pompe (debit 100 m3/min, presiune 80 daN/cm2) şi două rezervoare.

Fig. 3.60. Maşină de astupat hidraulică: •f — cilindrii de lucru; 2 — mecanism hidraulic de presare; 3 — afetul maşinii; 4- — cărucior; 5 — mecanism de deplasare

radială; 6 — mecanism de rotire; 7 — pompă de ulei; 8 — motor electric.

2 3 2

în fig. 3.61 se prezintă schema unei maşini de astupat hidraulice de construcţie particulară faţă de tipurile uzuale prezentate anterior [9]. Din figură se vede că maşina este astfel amplasată încît să asigure posibilitatea de lucru şi intervenţie, chiar în zona orificiului de evacuare a fontei.

Fig. 3.61. Maşina de astupat hidraulică: a — vedere în plan; 6 — schema poziţiei de lucru in orificiu;

H — ciocul maşinii; 2 — cilindrul de lucru; 3 — gura de alimentare; 4 — mecanismul de presare; 5 — articulaţie; 6 — braţul în consolă al maşinii; 7 — tijă de distanţare; 8 — manivela tijei de distanţare; 9 — suportul de articulare a tijei pistonului de acţionare; 10 — pivot; 11 — cilindrul hidraulic de rotire a maşinii; 12 — tija pistonului; 14 — batiu; 15 —

platforma de sprijin.

Maşina are numai două mecanisme: de presare a masei refractare şi de rotire a maşinii în vederea aducerii ei pe axa orificiului de evacuare a fontei. Maşina este montată articulat prin axul 5 la braţul rotitor în con-solă 6, acţionat prin cilindrul hidraulic 11. Pentru ca cilindrul hidraulic 11 să-şi poată lua poziţia corectă de lucru, el este fixat articulat la batiul 14. Batiul maşinii este fixat pe platforma de sprijin 15 înclinată faţă de orizon-tală cu unghiul a(20°), asigurînd în poziţia de lucru înclinaţia necesară a maşinii. )

2 3 3

Acţionarea maşinii se face de la staţie hidraulică proprie. Presiunea este dată de grupuri moto-pompe (cu pistoane), Maşina nu se fixează la furnal (nu posedă mecanism de fixare), ea fiind menţinută în orificiul de evacuare a fontei cu ajutorul hidroacumulatoarelor din circuitul de presiune.

Caracteristicile unor maşini hidraulice de astupare de tipurile de mai sus sînt date în tabele 3.16 si 3.17.

Diametrul cilindrului hidraulic de acţionare a pistonului de presare se calculează cu relaţia [7]

(3.98)

unde: De este diametrul cilindrului de lucru, pm — presiunea masei refractare; pl — presiunea fluidului de presare.

Pentru determinarea grosimii peretelui cilindrului hidraulic este necesară verificarea tensiunilor pe suprafaţa exterioară şi interioară [7]. Pentru su-prafaţa interioară

= [daN/cm2], (3.99) R2 — rz

Tabelul 3.76

Caracteristicile maşinii hidraulice de astupat (v. fig. 3 .67 ) [ 7 ]


Cilindrul de presare — volum — diametru

m3

mm 0 ,4 5 8 0

Forţa pe piston kN 1 000

Presiunea utilă în masa refractară daN/cm3 3 8

Viteza de deplasare a masei refractare m/s 0 , 3 5

Diametrele cilindrilor: — de deplasare -— de rotire

mm mm

160 100

Pompa de ulei: — debit — presiune •— putere de acţionare

ms/min daN/cm2

kW

2 100 8 0

17,5

2 3 4

Tabelul 3.17 Caracteristicile maşinilor hidraulice de astupat (v. fig. 3 .61) [9 ]

Caracteristica Unitatea de

măsură Valori

Unghiul de rotire: — normal; — de demontare rapidă

grd grd

180 90

Presiunea masei de astupare daN/cm2 maximum 160

Volumul cilindrului de lucru 1 150 ... 300

Forţa de presare kW 250 ... 300

Viteza de lucru (reglabilă) — apropiere; — astupare.

s l/s

10.. .25 0 . . . 5

Reglaj vertical: — normal; — accidental.

mm mm

—200 ... +400 + 1 500

Reglaj lateral mm ± 2 5 0

Presiunea în circuitul hidraulic daN/cm2 250 ... 280

unde: R, r sînt diametrele exterior respectiv interior ale cilindrului, în cm; iar pentru su-prafaţa exterioară

= [daN/cm2]. (3.100)

Raportul dintre <jext şi aint se recomandă a fi [7]: pentru temperatura de 100°C, 1/2...1/2,5 la cilindri forjaţi şi 1/2,2... 1/2,7 la cilindrii sudaţi; pentru temperatura de250°C, 1/2,5... 1/ 2,8 la cilindrii forjaţi şi 1/3... 1/3,5 la cilin-drii sudaţi.

Garnitura de etanşare a capacului la cilindru (fig. 3.62) se realizează din cupru; raportul a:b se recomandă 0,4...2,0. Lăţimea garniturii se alege aşa fel ca tensiunea la strivire să nu fie mai mică de 700...800 daN/cm2 [7].

a d, —A KA///M

/ W/y/Z/Â tv.'/, -A

Fig. 3.62. Schema modului de etan-şare a cilindrului de înaltă presiune al maşinii de astupare hidraulică: 7 — peretele cilindrului; 2 — capacul cilin-

drului ; 3 — garnitura de cupru.

2 3 5

Verificarea efortului unitar pentru capac se face cu relaţia (v. fig. 3.62)

unde: ac este limita de curgere a cuprului, în daN/cm2; Ds — diametrul cercului şuruburilor de fixare a capacului, în cm; D0 — diametrul

cercului pe suprafaţa căruia acţionează presiunea din cilindru, în cm; W — — modulul de rezistenţă al capacului, în cm3.


1. Ziuzin, V. N. Mehanicescoe i podiomno-transportnoe oborudovanie domennîh ţehov. Moscova, Metallurgizdat, 1963.

2. * * * Spravocinic. Domennoe proizvodstvo, voi. II. Moscova Metallurghia, 1963. 3. Doferovici, D. Prisăcaru, I. Banciu, M. Metalurgia fontei. Bucureşti, Editura Tehnică,

1966. A. Scirenco, N. S. Mehanicescoe oborudovanie domennîh ţehov. Moscova, Metallurghizdat,

5. * * * Prospect Venanzetti s.p.a., Milano. 6. IPROMET. Lucrările sesiunii tehnico-ştiinţifice de referate şi comunicări, Bucureşti,

7. Gruzinov, V. K. Mehanicescoe oborudovanie domennîh ţehov. Sverdlovsc, Maşghiz, 1954. 8. Maertens, P. Barballe L. Dispositif de chargement pour haut fourneau, a forte conte-pres-

sion. în : CIT, nr. 10, 1968. 9. Aksenov, P. N. Oborudovania liteinîh ţehov. Moscova, Maşinostroenie, 1968.

10. Pinon, Ph. Instalations de production de fonte. în : Sofresid, nr. 3, 1962.

1962.

1963.

Capitolul 4. UTILAJELE INSTALAŢIILOR DE ELABORARE A OŢELULUI

4.1. Soluţii tehnice ale otelăriilor i i

Organizarea secţiilor de elaborare a oţelului este dependentă de agre-gatul de elaborare a oţelului, cuptor Siemens-Martin, cuptor electric sau convertizor.

în cazul oţelăriilor cu cuptoare Siemens Martin, soluţia modernă a orga-nizării secţiilor o constituie cea care foloseşte pentru încărcarea cuptoarelor maşinile rulante la sol. Soluţiile mai vechi prevedeau mecanizarea încărcării cu maşini suspendate (macarale cu troacă) [2,81 dezavantajoase, avînd în vedere productivitatea scăzută, posibilitatea deservirii unor cuptoare cu mică capacitate, construcţie metalică de susţinere a halei foarte robustă etc.

La oţelăriile cu convertizoare mecanizarea încărcării convertizoarelor se realizează cu poduri rulante de turnare pentru fonta lichidă (care con-stituie 80...90% din încărcătură), cu maşini rulante la sol cu sau fără dis-pozitiv propriu de basculare, pentru adaosul de încărcătură feroasă şi cu transportoare continue cu bandă pentru adaosuri, (var, florură, feroaliaje).

în cazul oţelăriilor cu cuptoare electrice soluţiile de mecanizare a încăr-căturii prevăd introducerea acesteia pe deasupra cuvei cuptorului, prin depla-sarea cuvei sau pivotarea bolţii.

în halele de turnare mecanizarea se execută cu poduri rulante de turnare specializate, iar turnarea oţelului se face pe vagonete.

4.1.1. Oţelării cu cuptoare Siemens-Martin

în fig. 4.1 se prezintă soluţia de organizare a oţelăriei Siemens-Martin de mare capacitate. Materiile prime de încărcare solide organizate în gar-nituri de încrăcare în hala I sînt introduse pe frontul din faţa cuptoarelor din hala II de unde cu ajutorul maşinilor la sol de alimentare sînt introduse în cuptoarele Siemens-Martin. Fonta lichidă se introduce cu poduri rulante specializate. Oţelul este turnat în lingotiere montate de vagonete cu ajutorul podurilor rulante specializate în hala III.

Soluţia de mai sus prezintă o serie de avantaje ca: productivitate spo-rită, compactitate, descongestionarea zonei superioare (căile de rulare ale podurilor din hala II), posibilitatea deservirii unor cuptoare de mare capacitate.

237

F i g . 4 .1 . O r g a n i z a r e a o ţe lăr ie i S i e m e n s M a r t i n de m a r e c a p a c i t a t e :

1 — h a l a de p r e g ă t i r e a g a r n i t u r i l o r ; II — h a l a c u p t o a r e l o r ; III — h a l a de t u r n a r e ;

7 — garnituri cu troci; 2 — oale de fontă; 3 — macara de încărcare a fontei lichide; 4 — maşină de şarjare la sol; 5 — platforma de lucru; 6 — cuptor Siemens Martin; 7 — cărucior de transfer pentru oale de zgură; 8 — instalaţie de adaos a feroaliajelor; 9 — oală de turnare a oţeh.lui; 70 — pod rulant de turnare; 77 — macara în consolă;

72 — macara pivotantă pentru punerea capacelor în lingotiere; 7 3 —vagon oale de ?gut&; 1t — garnitură deturnare; 7.5 — platformă de turnare.

4.1.2. Oţelării cu convertizare

în fig. 4.2 se prezintă soluţia de organizare a unei oţelării cu conver-tizoare. Caracteristic acestor oţelării este faptul că secţia trebuie prevăzută cu mai multe hale de turnare, avînd în vedere productivitatea sporită a secţiei. Întrucît descărcarea oţelului nu se poate executa direct în hala de turnare este necesară existenţa unor vagonete de transfer a oalei de turnare a oţelului. Sistemul de alimentare cu materii prime a convertizorului este complex, cuprinzînd pod rulant de turnare pentru fontă lichidă, maşini rulante la sol pentru fier vechi, transportoare cu bandă şi buncăre de dozare pentru adaosuri. Particularităţile constructive şi funcţionale ale sistemului de introducere a oxigenului în convertizor, cît şi amplasarea diverselor insta-laţii auxiliare (cazan recuperator, instalaţii de desprăfuire, transportoare cu bandă şi dozatoare) în partea superioară a convertizorului necesită dezvol-tarea halei II a convertizoarelor pe înlăţime.

4.i.3. Oţelării cu cuptoare electrice

În cazul oţelăriilor cu cuptoare electrice soluţia de mecanizare a încărcării cuptoarelor electrice depinde de capacitatea cuptorului (manual pînă la 3 t, cu coş şi cuvă deplasabilă între 3 şi 10 t şi cu coş şi boltă pivotantă la peste 10 ;t). î) fig. 4.3 se prezintă organizarea unei oţelării cu cuptoare electrice. încărcarea materialelor metalice se face pe deasupra, cu coş, după pivotarea bolţii, iar adaosurile se introduc în cuptor cu maşină suspendată (macara cu troacă).

Turnarea oţelului se face la instalaţia de turnare continuă sau în lin-gotiere.

Calculul orientativ al utilajelor secţiilor de oţelărie este dependent de producţia anuală de oţel a secţiei şi de numărul de agregate de elaborare necesare.

Producţia anuală a unui agregat cu capacitatea C(t/şarjă) este

n 365 • 24 [1 — (tr + ti) C( l—e)] [ t ] . Vlan = — » — l^-1) h Lan

în care:/,, este timpul necesar refacerilor în % ; t{ — timpul întreruperilor în timpul funcţionării, în % ; e — pierderi metalice, în % ; t. — — durata şarjei, în h.

239

Fig. 4.2. Organizarea unei oţelării cu convertizoare: I -— hala de încărcare; II — hala convertizoarelor;

III — hala de turnare; 7 — maşina de încărcare a fierului vechi; 2 — oale pentru fontă lichidă; 3 — pod rulant de turnare; 4 — sistem de dozare a materialelor de adaos; 5 — transportor reversibil deplasabil; 6 — buncăre de alimentare cu materiale de adaos;' 7 — mecanism) de basculare a trocilor maşinii] de încărcare; 8 — telefer; 9 — convertizoare; 10 — lancea cu oxigen; 77 — hota cu recuperator; 72 — platforma de lucru;13 — mecanismul de deplasare a lăncii; 14 — cazan recuperator; 15 — oale de zgură; 16 — poduri rulante de turnare; 77 — macarale consolă; 18 — garnitură de turnare; 19 — macarale în consolă cu braţ rotitor; 20 — instalaţie de

uscare a oalelor.

Fig. 4.3. Oţelăric cu cuptoare electrice: I — depozit de materii prime; II — hala cuptoarelor; III — hala de turnare; IV — hală auxiliară;

7 - compartimente de depozitare; 2 - containere metalice; 3 - stative pentru troci ou adaosuri; 4 - pod rulant complex cu jug, graifăr şi clectromagnet; 5 - cuptor electric; 6, 7 - poduri rulante în hala de elaborare; 8 - cărucior de transfer zgură; 9 - instalaţie de turnare continuă; 10 - poduri rulante de turnare; 11 - liniţ

de mărunţire; 72 — cuptor de tratament termic; 13 — pod rulant.

Numărul de agregate de elaborare necesare pentru a produce o canti-tate de oţel impusă Qan rezultă din relaţia

N„ Qa Qia

• [buc]. (4.2)

4.2. Utilaje de pregătire a fierului vechi

Oţelăriile consumă cantităţi importante de fier vechi, care înainte de utilizare, trebuie adus la dimensiuni corespunzătoare, prin sfărîmare la so-

netă, tăiere la foarfeci sau cu •5 flacără oxiacetilenică, presare

sau brichetare. Organizarea unei secţii de pregătire a fierului vechi este prezentată în fig. 4.4 [1, 6].

4.2. i. Prese de oacbe-i tare a fierului vechi

Existenţa unei cantităţi mari de fier vechi uşor, vo-luminos, nefolosibil în atari condiţii, reclamă aducerea lui

sub o formă mai compactă şi la dimensiuni corespunzătoare utilizării sale ulterioare.

Pentru pachetarea fierului vechi se folosesc prese de tipul celor prezen-tate în fig. 4.5 [1, 3],

Presarea se realizează în trei stadii : presare de sus în jos (apăsarea ca-pacului pe material, stadiul I), presare longitudinală (stadiul II) şi presare transversală (stadiul III). Presele funcţionează cu presiune de ulei la Î00... 180 da N/cm2.

F i g . 4 .4 . S e c ţ i e de pregăt i re a f ierului v e c h i : / — sectorul de sfărîmare prin explozie; 2 — sectorul sonetă; 3 — sectorul de tăiere Ia rece şi la cald a fierului vechi; 4 — sector de

brichetare-pachetare; 5 —sector de pachetare.

4.2.2. Foarfece pentru tăierea fierului vechi

O importantă cantitate de fier vechi (50...70%) se supune operaţiei de mărunţire prin tăiere (oxiacetilenică sau mecanică).

în fig. 4.6. se prezintă foarfeca mecanică tip aligator folosită pentru tăierea materialelor rotunde de 50... 130 mm şi pătrate 50 X 50 ... 120 X 120 mm, iar în fig. 4.7 foarfeca hidraulică folosită pentru mărunţirea fieru-lui vechi cu dimensiuni mari [2, 4],

242

7 — cutie de încărcare; 2 — cilindrul de acţionare al cutiei de încărcare; 3 — capac de închidere; 4 — cilindrul de acţionare al capacului; 5 — dispozitiv de blocare a capacului; 6 — cameră de presare; 7 — fundul camerei de presare; 8 — rezervor de ulei; 9 — cilindrul stadiului al doilea de presare; 10 — idem, stadiul I I I de presare; 77 — sănii; 12 — manivelă de comandă a presei; 13 — cilindrul extractorului; 14 — motorul de acţionare a pompei hidraulice.

4.3. U t i l a j e de alimentare şi deservire a agregatelor de elaborare a otelului

9

4.3.1. Maşină ia sol de alimentare a cuptoarelor Siemens-Martin

Maşină la sol de alimentare a cuptoarelor Siemens Martin mecanizează încărcarea cuptoarelor executînd următoarele operaţii principale : ridicarea trocii de pe vagonet, introducerea ei în spaţiul de lucru, răsturnarea trocii

243

F i g . 4 .6 . F o a r f e c ă m e c a n i c ă t i p a l i g a t o r : 1 — batiu; 2 — falcă mobilă; 3 — motor; 4 — transmisie prin curele; 5 — angrenaj; 6 — excentric; 7 — cuţit.

(rotirea ei), readucerea ei pe vagonet şi deplasarea garniturii cu vagonete în vederea preluării altei troci. Capacitatea de ridicare la braţul maşinii este dependentă de capacitatea cuptorului (respectiv de volumul trocii de încărcare corespunzător mărimii cuptorului) avînd valori de 75 ; 100 si 150 kN.

Numărul de maşini de încărcare necesare se stabileşte cu relaţia [7, 8 ]

KQan^M [ b u ( ; ] ; ( 4 . 3 ) M 365 [1 — tr + tt] b 1 4 4 0

244

Fig. 4.7. Foarfecă hidraulică: 7 - cadru vertical; 2 — acţionare hidraulică; 3 - cuţit mobil; 4 — cuţit fix; 5 — tijele cilindrului hidraulic; 6 - îm-

pingător; 7 — jgheab; 8 — capacul mobil al jgheabului.

în care : Qan este producţia anuală de oţel lingou, t/an; Zt m — încărcarea în timp a maşinii, min/t ; fr — timp de reparaţii, în % ; ti — timp de întreruperi accidentale, în % ; b — coeficient de utilizare a timpului (b = 0,8).

Practic numărul de astfel de utilaje se calculează cu relaţia

nM = ~ - + 1 [buc], (4.4)

Soluţia constructivă generală a maşinii se prezintă în fig. 4.8 iar carac-teristicile tehnice generale sînt cuprinse în tabelul 4.1.

Tabelul 4.1

Caracteristicile maşinilor de încărcare la sol


măsură Capacitatea Ia braţul maşinii, kN


măsură 75 100 150

1 2 3 | 4 | 5

Ecartamentul maşinii, mm 7 470 8 500 9 500

Regimul de lucru mm Greu DA = 40%

Greu DA = 40%

Greu DA = 40%

Viteze de lucru: — deplasarea maşinii ; -— deplasarea căruciorului; — oscilarea braţului; — rotaţia braţului

m/min m/min m/min m/min

105 110

18 38

100 100

16 40

83 108

15 40

245


1 2 3 4 5

Greutatea totală a maşinii kN 1 030 1 380 1 870

Greutatea maximă a garniturii de troci ce se poate manevra cu maşina kN 3 000 3 000 6 000

Timpul ciclului de încărcare al unei troci s — — 60

Electromotoare pentru meca-nismul de deplasare a ma-şinii căruciorului;

— numărul de motoare pentru mecanismul de deplasare a maşinii

— număr de motoare pentru mecanismul de deplasare a căruciorului

— puterea motorului — turaţia motorului

buc.

buc. kW

rot/min

2

1 50

520

2

1

50 520

2

1

75 470

Electromotorul mecanismului de basculare (oscilare) a braţului: -— putere; — turaţie.

kW rot/min

50 520

75 470

140 575

Electromotorul mecanismului de rotire a braţului: — putere; — turaţie.

Cursa transversală a braţului (la deplasarea completă a că-ruciorului)

kW rot/min

mm

33 630

6 000

50 520

7 100

50 520

7 800

în general, maşina reprezintă un pod (construcţie metalică) rulant la sol pe ale cărui şine de rulare transversale circulă un cărucior care prin inter-mediul braţului port-troacă execută operaţiile de ridicare, deplasare trans-versală si de rotire a trocii.

în vederea realizării operaţiilor de deservire a cuptorului, maşina cu-prinde următoarele mecanisme : mecanismul de deplasare a căruciorului (I), mecanismul de zăvorîre a trocii (II), mecanismul de rotire a trocii [III),

246

Fig. 4.8. Maşină, de încărcare rulantă la sol cu sarcină de 150 kN:

I — mecanism de deplasare cărucior; II — mecanism de zăvorîre; III — mecanism de rotire a braţului; IV — mecanism de oscilare a braţului V — mecanism de deplasare maşină; 7 — podul; 2 — mecanism de deplasare longi-tudinală; 3 — roţi de rulare maşină; 4 — construcţie metalică portal; 5 — cabina manipu-lantului; 6 — căruciorul maşinii; 7 — braţ port-troacă; 8 — motor mecanism de rotire braţ; 9 — motor mecanism de deplasare cărucior; 10 — motor mecanism de oscilarea

braţului.

Vedere din A

mecanismul de oscilare a braţului (IV) şi mecanismul de deplasare a maşi-nii (F).

Partea principală a maşinii o reprezintă căruciorul tehnologic a cărei schemă cinematică este prezentată în fig. 4. 9 şi cuprinde patru din cele cinci mecanisme ale maşinii.

F i g . 4 .9 . S c h e m a c i n e m a t i c ă a căruciorului maş in i i la sol de a l i m e n t a r e a c u p t o a r e l o r S i e m e n s -M a r t i n (a) şi detal iu de f i x a r e a capului bra ţu lu i p o r t - t r o a c ă la t r o a c a de î n c ă r c a r e (b):

î — mecanismul de deplasare al căruciorului; 7 — cadrul căruciorului; 2 — roţi anterioare antrenate; 3 — reductor; 4 — motor de antrenare; 5 — angrenaj conic; 6 — ax condus; 7 — roţi posterioare libere; 8 — şină de rulare; 9 — contraşină; // — mecanismul de zăvorire a trocii; 10 — arbore principal; 77 — braţul port-troacă; 72 — ca-pul braţului port-troacă; 13 — dinte; 14 — tijă; 15 — cavitatea trocii; 16 — maneta tijei de zăvorire; III — mecanis-mul de rotire al braţului; 77 — lagărul posterior al braţului; 18 — lagărul anterior al braţului; 19 — reductor; 20 — mo-tor; IV — mecanism de oscilare a braţului; 27 — punct de oscilare a braţului; 22 ~ carcasa braţului; 23 — biele;

24 — manivele; 25 — reductor; 26 — angrenaj conic; 27 — motor.

Mecanismul de rotire a braţului (III) (fig. 4.9) este destinat rotirii bra-ţului port-troacă prin lanţul cinematic motor (amplasat pe carcasa braţului), reductor cu trei trepte, cu roţi dinţate cilindrice. Mecanismul propriu-zis este prezentat în fig. 4.10, a. Braţul port-troacă este amovibil (se degradează în timp) spre a putea fi înlocuit după uzare, montarea sa pe axul principal făcîndu-se cu pană.

Calculul mecanismului are la bază schema forţelor redată în fig. 4.11. Reacţiunile din cele două lagăre rezultă din ecuaţiile

jţ Gt a + Gb ai — Ga a2 — a3 ) ş)

R, = Gt + Gb + + Gr + R2, (4.6)

in care : a, a u &2i SI l sînt distanţele de acţiune ale forţelor, în m.

248

F i g . 4 .10 . Mecanismele bra ţu lu i p o r t - t r o a c ă de ro t i re (a) şi de zăvorire (b): 7 — motorul mecanismului de rotire a braţului; 2 — frină; 3 — reductor cu trei trepte; 4 — roată dinţată; 5 — ax prin-cipal; 6 — pană; 7 — manşon; 8 — braţ port-troacă; 9 — capul braţului; 10 — pîrghie; 11 — braţ triarticuiat; 72 —

toartă; 13 — tijă; 14 — dinte; 15 — bridă de fixare.

Cuplul total rezistent ce trebuie învins de mecanismul de rotire este :

Mt = Mfr + M.,,

în care : Mfr este momentul forţelor de frecare în lagăre, în daNm ; Mi — momentul de frecare dintre troacă şi cărcătură în timpul răsturnării, în daNm.

Momentele menţionate se calculează cu presiile :

m-

ex-

Mfr = R, f , aj + R2 f2 | [daNm], (4.8)

F i g . 4 .11 . S c h e m a for ţe lor pentru calculul m e c a n i s m u l u i

de r o t i r e a b r a ţ u l u i : 7, 2 — lagărele braţului; 3 — braţul port-troacă; 4 — troacă; Gt — greuta-tea trocii încărcare; Gb — greutatea braţului port-troacă; Ga — greutatea arborelui principal; Gr — greutatea roţii dinţate; Rlt R-2 — reacţiunile din

lagăre.

249

Mi = Gtlfa ~ [daNm], (4.9)

în care : f1, f2, f3 sînt coeficienţii de frecare din lagărele 1, 2 şi dintre troacă şi încărcătură ; d1 d2 — diametrele fusurilor, în m ; b — latura trocii, în m ; Gtl — apăsarea încărcăturii trocii (G(1 = (0,4 ... ... 0,5) Gt) [2],

Rn

JL I F i g . 4 .12 . M e c a n i s m u l de osc i lare a b r a ţ u l u i :

• manşon; 2 — bielă; 3 — manivelă; 4 — arbore; 5 — arcuri. F i g . 4 .13 . S c h e m a for ţe lor pentru calculul mecan ismulu i de osc i la re :

7 ,2 — lagărele braţului; 3 — punctul de osci-lare al braţului; 4 — punctul de articulaţie ai bielei cu braţul de oscilare; M — butonul ma-nivelei ; Gi — greutatea motorului electric; G» — greutatea cadrului; Gs — greutatea reducto-rului mecanismului de rotaţie; G4 — greutatea

bielelor.

Puterea motorului mecanismului de rotire a braţului se calculează cu relaţia

P = MţnT 9 7 5 r l r

(4.10)

în care : nr este turaţia braţului port-troacă, în tor/min ; y]r — randamen-tul mecanismului.

Mecanismul de zăvorire a trocii (II) (fig. 4.9). Acest mecanism este pre-zentat în detalii în fig. 4.10, b. Braţul port-troacă se blochează de troacă, în vederea manevrării sale. Pentru aceasta, capul patrat al braţului pătrunde în cavitatea trocii cu dintele de blocare din capul tijei de blocare retras, în momentul pătrunderii complete a capului braţului în cavitatea trocii se împinge tija cu ajutorul manetei, dintele pătrunde în locaşul prevăzut în peretele frontal al cavităţii trocii, ceea ce conduce la fixarea braţului de troacă.

Mecanismul de oscilare a braţului port-troacă (IV) (fig. 4.9) Oscilarea braţului se realizează prin mecanism bielă-manivelă (fig. 4.12).

Manşonul turnat este fixat prin articulaţie pe cadrul căruciorului, iar la

250

extremitate printr-o articulaţie elastică a bielei este legat la manivelele mecanismului.

Pentru calculul mecanismului se foloseşte schema forţelor din fig. 4.14. Reacţiunile din articulaţiile 3 şi 4 se vor determina cu expresiile :

Ri = g'a+ ^'-CrJz-G^-GţU [daN1 ^ J ^ 'i

şi R3 = R, + G, + G2 + G3 + Gi - R2 + R4 [daN] (4.12)

în care : a, 1', l l ţ 12, 13, 14 sînt braţele forţelor, în m. Momentul manivelei (v. fig. 4.13) se calculează cu relaţia [2]

Mm = i?4r sin 9 r cos 9

— sm o L

[daN-m], (4.13)

în care : r este raza manivelei, în m ; cp — unghiul de rotaţie al manivelei, în grade ; L — lungimea manivelei, în m.

Valoarea momentană a puterii în funcţie de solicitarea statică se deter-mină cu relaţia

= i ^ l r k W ] , (4.14) 975 vj

în care : nt este turaţia momentană, în rot/min ; 7) — randamentul meca-nismului.

Turaţia momentană corespuzătoare unei anumite valori a unghiului <p (în perioada de pornire) se determină cu relaţia [2]

% = •K

}f 2 [rot/min], (4.15)

în care : wTO este viteza unghiulară a manivelei, în s - 1 ; tp — timpul de por-: _ nire (frînare), în s.

Întrucît de-a lungul rotaţiei momentul manivelei şi puterea cu variaţie sinusoidală (v. relaţia (4.13) şi fig. 4.14), pentru alegerea motorului meca-nismului se foloseşte o putere medie pătratică calculabilă cu relaţia [2]

2 7)2 y2 7) [kW], (4.16)

în care Pmax este puterea corespunzătoare cuplului Mmmax. Mecanismul de deplasare a căruciorului (/) (v. fig. 4.9). Particularitatea

mecanismului o constituie modalitatea de echilibrare a sarcinii (cu punct de aplicaţie în afara punctelor de sprijin). Spre a evita pericolul de răstur-nare, roţile posterioare sînt prevăzute cu şină şi contraşină. Roţile an-terioare sînt antrenate de la un grup motor — angrenaj cu roţi conice — reductor cu două trepte. Roţile posterioare sînt libere şi preiau efectul de răsturnare.

251

Calculul mecanismului de deplasare se face pe baza schemei forţelor prezentate în fig. 4.15. Apăsările pe roţile anterioare (Rs) şi posterioare (R6) se calculează cu relaţiile :

R6 — -ftşft — Geh — G7/7 — G9ls + Rtlr — G10ls — Gn/10 — Gnlu — Gl3l12 jy^

'12 = - 3 + + G6 + G7 + + G9 + GlO

+ Gu + G n + G13 + R t , (daN) în care : b, lr, l5 ... l12 sînt braţele forţelor, în m.

(4.18)

xlO3 M 1 m rnax

—

1 I \ —

1 \ -Mm \ -Mm \ \ \

30 50 90 120 150 180 Unghiul V, [grade]

F i g . 4.14. G r a f i c de v a r i a ţ i e a m o m e n t u l u i m a n i v e l e i la o

j u m ă t a t e de r o t i r e .

F i g . 4 .15 . S c h e m a for ţe lor pentru calculul m e c a n i s m u l u i d e deplasare a căruc ioru lu i :

7 — braţ port-troacă; 2 — roţi anterioare; 3 — punct de oscilaţie; 4 — roţi posterioare; 5 — şine; 6 — contraşine; 7 — mecanism de oscilare; G, — greu-tatea roţilor anterioare; Gfl — greutatea reductorului mecanismului de depla-sare a căruciorului; Gt — greutatea cadrului căruciorului; Ga — greutatea reductorului mecanismului de oscilare; Gs — greutatea axului excentric; G10 — greutatea cabinei şi instalaţiilor electrice; Gn — greutatea electromo-torului, frînei şi suportului mecanismului de deplasare a căruciorului; Glg —

idem pentru mecanismul de oscilare; G13 — greutatea roţilor posterioare.

Aceste apăsări corespund situaţiei cînd troaca este încărcată, dar la re-venirea căruciorului cu troacă goală a cărei greutate este Gt, vor trebui recalculate toate reacţiunile şi anume : în relaţiile (4.5) şi (4.6) se va intro-duce în loc de Gt, G[ rezultînd R[ şi Râ; în relaţiile (4.11) şi (4.12), în loc de se va introduce şi se vor obţine şi i?^; în relaţiile (4.17) şi (4.18) se va introduce în loc de R3, R'3 şi vor rezulta apăsările (pentru situ-aţia de troacă descărcată) R'& şi R'6.

Rezistenţa totală la rulare la roţile de rulare va fi

Wr = R5 [ Mr* + ^ | «r + Rti ( M ' ' 4 + 2'lr | ocr [daN]. (4.19) V Dri 1 V. Dri J

în afară de rezistenţa la rulare mai trebuie avute în vedere rezistenţa datorită frecării rolelor laterale Wn (la maşinile care constructiv au asemenea

252

role) precum şi frecarea dintre troacă şi încărcătură, care cauzează o rezis-tenţă suplimentară Ws în perioada răsturnării trocii. în consecinţă :

Wt = Fl Mrt + 2 ^ = 0,1 {R5 + Re) M r i + 2 ^ [daN], (4.20) Dri Drl

Ws = Gnf3, [daN] (4.21) în care : indicele l indică că este vorba de rolele laterale ; Gn şi f3 au aceeaşi semnificaţie ca în relaţiile (4.8) şi (4.9).

Rezistenţa statică totală va fi deci

w = Wr + W, + Ws [daN], (4.22)

Puterea statică a motorului rezultă

= J l ' Z [ k W ] ' ( 4 - 2 3 ) 60 x 102 7] în care : vc este viteza căruciorului, în m/min ; vj — randamentul mecanis-mului.

Verificarea la demaraj a motorului. Cuplul de demaraj al motorului se calculează cu relaţia

Md + Ms = Mdin. [daN] (4.24)

Cuplul static rezultă din relaţia

M s = -

Cuplul dinamic se calculează cu expresia

(4.25)

8 [GD*m + GD* 1 0,975 G, f - f { 60 I Mdin = L 82 ( g + J i J • + [daNm] (4.26) -5ez tp ntv7)

în care : indicii m, C, F se referă la rotorul motorului, la cuplaj, respectiv discul roţii de frînă ; Gc — greutatea căruciorului.

Timpul de pornire se determină cu relaţia [10]

| 8 [GDI + GD\c+r)] -f ^ W

t = 1 [s]. (4.27) 31 382 (Mmed—Ms)

Cuplul de pornire mediu al electromotorului [2] se calculează din ecuaţia

Mmea = 975 Kmei, (4.28) n în care: Pa este puterea motorului ales pe baza puterii statice Ps, ( P a ^ P s ) ; Kme0 — coeficientul de suprasarcină mediu (Kmed = 2,0 ... 2,5).

Cuplul de demaraj calculat cu relaţia (4.24) se compară cu cuplul no-minal al motorului.

Mn = 975 — • (4.29) n

253

Din relaţiile prezentate anterior rezultă coeficientul de suprasarcină efectiv M, K ef M„

(4.30)

Condiţia de verificare la demaraj este

Ke/ < K, (4.31)

în care K este coeficientul de suprasarcină admis pentru motorul ales. Mecanismul de deplasare a maşinii (V) (fig. 4.8). Aşa după cum se vede

din fig. 4.8 maşina este prevăzută cu două astfel de mecanisme. Schema cinematică a acestui mecanism este reprezentată în fig. 4.16. Maşina are toate

6 7

JL F i g . 4 . 1 6 . S c h e m a c i n e m a t i c ă a m e c a n i s m e l o r de d e p l a s a r e a l e m a ş i n e i la so l de a l i m e n t a r e a c u p -

t o a r e l o r S i e m e n s - M a r t i n : -7 — carcasa roţii derulare; 2 — angrenaj cilindric; 3 — cuplaj; 4 — arbore de transmisie; 5 — reductor vertical cu ieşire bilate-

rală; 6 — cuplaj; 7 — motor; 8 — frînă; 9 — roţi de rulare.

B,

Wjj a /

H / / / V 7 Cj

H 0

b F i g . 4 . 17 . S c h e m a f o r ţ e l o r v e r t i c a l e (a) şi o r i z o n t a l e (b) c e l u c r e a z ă a s u p r a p o d u l u i de t r a n s l a ţ i e a l m a ş i n i i la sol de a l i m e n t a r e a c u p t o a -

r e l o r S i e m e n s - M a r t i n : 7 — pod de translaţie; 2—calea de rulare a garniturilor; 3 — cale de rulare maşină; 4 — roţi rulare; i?5, R e şi i?5, Rq — apăsările roţilor căruciorului în poziţie extremă către cuptor, respectiv în poziţie opusă; Gi,G2~ greutăţile roţilor anterioare, respectiv posterioare; G3 — greutatea mecanismelor de deplasare şi a construcţiei metalice.

cele patru roţi de rulare antrenate prin lanţul cinematic, motor-reductor ver-tical cu o treaptă de reducere şi cu ieşire bilaterală, legat în ambele părţi cu cîte un angrenaj pinion-coroană dinţată fixată pe roţile de rulare.

Forţele ce lucrează asupra podului de translaţie al maşinii sînt prezen-tate în fig. 4.17.

254

Apăsările pe roţile anterioare şi posterioare de rulare ale maşinii vor f i :

RA = (L + H) + GXl - g, (L - /2) + g3i3 [ d a N ^ (4.32)

şi RP = R5 + + G3 + G2 - RA - R6 [daN], (4.33)

Rezistenţa totală la deplasarea proprie a maşinei

WM = + W2, [daN] (4.34) în care : W1 este rezistenţa la rulare a maşinei (cauzată de apăsările RA

şi RP) ; W2 — rezistenţa datorată înclinaţiei căii de rulare. Componentele Wt şi W2 se pot calcula cu relaţiile

W1 = (RA + RP) M r " + 2 LXR a,., (daN) (4.35) DrM

şi. W2 = (RA + RP) ICR, [daN] (4.36)

în care : indicele M indică referirea la roţile de rulare ale maşinii ; iCR — înclinaţia căii de rulare, în %.

în afară de rezistenţa de deplasarea proprie a maşinii trebuie luate în considerare şi rezistenţa la deplasare a garniturii de vagonete Wg (maşina execută şi manevrarea pe distanţe mici a garniturii) precum şi rezistenţa datorită împingerilor laterale Wt.

Rezistenţa la rulare a garniturii de vagonete

Wg = Gg(wg + wt) + Wc [daN], (4.37)

în care : Gg este greutatea garniturii de vagonete, în daN ; Wc — rezistenţa la rulare datorită circulaţiei garniturii în curbă, în daN ;

wv Wf — rezistenţe specifice la deplasarea garniturii, respectiv datorită forţelor de inerţie.

Rezistenţele specifice

IJ-a drg 4" 2 [J.,. (4.38)

wţ = 0,11 * IO-3 (4.39)

în care: indicele g arată că se referă la roţile vagonetelor garniturii; x coeficient de dificultate (T = 1,5 ... 2); a — acceleraţia la pornire, în m/s2.

Rezistenţa la rulare în curbă se calculează cu relaţia

Wc = G — R,

[daN], (4.40)

în care: LC, RC sînt lungimea respectiv raza curbei, în m; LR. — lungimea garniturii, în m.

255

împingerile laterale (vezi fig. 4.17, b) se determină din ecuaţia momentu-

Wga = Hb, (4.41)

lui forţei Wg:

de unde rezultă

H = (4.42)

Rezistenţa datorită împingerilor laterale

W, = 2 H[xy [daN], (4.43) în care: este coeficientul de frecare roată-şină.

Rezistenţa statică totală la deplasarea garniturii

Wt = W3 + WM + Wl [daN], (4.44)

Puterea statică necesară se va determina cu relaţia

P - _ — [ k W], (4.45) 2 x 60 x 102 7)

în care: vg este viteza garniturii (vg = 0,8 vM în care vM este viteza maşinii in m/min).

Verificarea la demaraj se face în mod identic ca în cazul căruciorului maşinii.

t

Verificarea la aderenţă. Solicitarea pe roţile de rulare va fi: la deplasarea maşinii N = GM, iar la deplasarea garniturii de vagonete: N' —GM + H (GM este greutatea maşinii, în daN).

Coeficientul rezervei de aderentă la frînarea maşinii se determină cu re-laţia [2]

Fi — WM

în care: (x^ este coeficientul de aderenţă între roată şi şină; w0 — rezistenţa specifică la deplasare a maşinii; I ' i — forţa de inerţie la frînarea maşinii (cores-punzătoare greutăţii GM).

Pentru cazul deplasării şi a garniturii de vagonete rezultă , __ N' (y-ag + w0) , .

1 i

în care: F- este forţa de inerţie (corespunzătoare greutăţilor GM şi GG).

4.3.2. Maşină suspendată pentru alimentarea cuptoarelor Siemens-Martin (macara cu troacă)

Maşinile suspendate de alimentare a cuptoarelor Siemens-Martin se uti-lizează la mecanizarea încărcării acestora cînd au capacitate sub 175 t. Ele au capacităţi de ridicare la nivelul braţului de 15; 30; 50 şi 80 kN. Princi-

256

palele operaţii pe care le execută această maşină sînt: ridicarea trocii de pe suporţi, aducerea trocii de pe partea depozitului pe partea cuptorului (prin deplasarea căruciorului şi rotirea coloanei), introducerea trocii în cuptor, răsturnarea conţinutului şi readucerea trocii goale pe suporţi.

Soluţia constructivă generală a maşinii se prezintă în fig. 4.18, iar caracteristicile tehnice generale sînt cuprinse în tabelul 4.2.

Tabelul 4.2

Caracteristici Unităti de Capacitate la braţ, kN

Caracteristici măsură 15 30 50

Mecanismul de translaţie al podului: — greutatea podului; — viteza de deplasare;

— puterea de antrenare.

kN m/min

kW

670 80 32

830 80 40

1050 80 52

Mecanismul de deplasare al că-ruciorului: — greutatea căruciorului: — viteza de deplasare; — puterea de antrenare

kN m/min

kW

340 40

9

390 40 12

510 48 17

Mecanismul de rotire al coloa-nei: — turaţie; — putere de antrenare.

rot/min kW

4 9

4 12

4 17

Mecanismul de ridicare a co-loanei cu troaca: — viteza de ridicare; — putere de antrenare.

m/min kW

4 17

5,6 30

7 50

Mecanismul de oscilare a bra-ţului: — viteza de oscilare; — putere.

osc/min kW

16 17

14 24

12 40

Mecanismul de rotire a braţului: — turaţia; — putere.

rot/min kW

30 9

21 12

20 17

Macaraua cu troacă este constituită propriu-zis dintr-un pod rulant care circulă pe căi de rulare superioare şi care are două căi de rulare transversale, paralele, una pe care circulă căruciorul principal specializat şi cealaltă pe care circulă căruciorul clasic.

257

Pentru realizarea operaţiilor de deservire a cuptorului maşina cuprinde următoarele mecanisme: mecanismul de deplasare a căruciorului (/), meca-nismul de ridicare a coloanei (cu sistem bielă-manivelă) (II), mecanism de rotire a coloanei (III), mecanism de oscilare a braţului port-troacă (IV),

principal; 5 — coloană verticală; 6 — cabină; 7 — braţ port-troacă.

mecanism de rotire a braţului port-troacă (V), mecanism de zăvorire (VI), toate cuprinse pe căruciorul principal specializat şi mecanism de deplasare a maşinii VII (v. poziţia 2, fig. 4.18).

Subansamblul principal al maşinii îl reprezintă căruciorul principal pre-zentat ca schemă cinematică în fig. 4.19.

Mecanismul de deplasare a căruciorului (I) (v. fig. 4.19). Mecanismul în general este clasic, motor-reductor cu trei trepte cu ieşire bilaterală. Întrucît încărcarea pe cele patru roţi ale căruciorului este neuniformă datorită poziţiei variabile a braţului port-troacă, este indicată acţionarea tuturor ro-ţilor. Acest lucru este posibil prin folosirea a două mecanisme (cîte unul pentru fiecare din cele două perechi de roţi de rulare) sau a unui singur me-canism (soluţie prezentată în fig. 4.19), care antrenează direct perechea de roţi de pe partea mecanismului de deplasare şi prin transmisie cu sistem bielă-manivelă pentru celelalte două roţi de rulare.

Mecanismul de rotire a coloanei (III) (v. fig. 4.19). Coloana de care este fixată cabina maşinii trebuie să execute rotiri cu diverse unghiuri, care pot ajunge chiar la 360°. Deoarece coloana trebuie să poată primi mişcare

258

Fig. 4.19. Schema cinematică a căruciorului principal al macaralei de încărcare:

I — mecanism de deplasare; II — mecanism de ridicare; III — mecanism de rotire a coloanei; IV — mecanism de oscilare a braţului; V — mecanism de rotire a braţului.

Mecanismul de deplasare al căruciorului: 1 — platforma căruciorului; 2 — motorul meca-nismului de deplasare a căruciorului; 3 — frînă; 4 — reductor vertical cu trei trepte;

5 — roţi antrenate; 6 — manivele; 7 — biele. Mecanismul de ridicare: 8 — motorul mecanismului de ridicare a coloanei; 9 — frîna; 10 — reductor cu trei trepte; 11 — pinioane; 12 — discuri cu excentric; 13 — biele; 14 —

traversă cu crapodină; 15 — coloană; 16 — cadru suport pentru braţul port-troacă. Mecanism de rotire coloană: 17 — motorul mecanismului de rotire a coloanei; 18 — frînă; 19 — melc; 20 — roată melcată; 21 — ax; 22 — pinion de atac; 23 — coroană dinţată;

24 — cabină; 25 — lagăr radial; 26 — palier inferior. Mecanismul de oscilare a braţului: 27 — motorul mecanismului de oscilare a braţului; 28 — frîna; 29 — reductor; 30 — manivela; 31 — biele; 32 — cadru oscilant; 33 — lagăre. Mecanism de rotire a braţului: 34 — motorul electric al mecanismului de rotire a braţului;

35 — frînă; 36 — reductor; 37 — ax; 38 — braţ port-troacă; 39 — construcţie metalică.

de ridicare şi de rotire ea este suspendată într-o traversă prevăzută cu cra-podină (traversa fiind prinsă la mecanismul de ridicare), iar pe înălţime se montează în două lagăre radiale prevăzute cu o cavitate pătrată (ceea ce per-mite transmiterea celor două mişcări). Pe lagărul superior radial se sprijină o coroană care este şi ea prevăzută cu aceeaşi cavitate pătrată care permite

6' 5

Ungere

F i g . 4 .20 . D e t a l i i c o n s t r u c t i v e ale capului c o l o a n e i (a), a le c rapodine i co loane i (b), pal ierului super ior (c, d) ş i al capului a x u l u i m e c a n i s -

mului de ro t i re a co loane i (e), l a m a c a r a u a de î n c ă r c a r e : 7 — capul coloanei; 2 — coloană patrată; 3 — coroană dinţată; 4 — pinion de atac; 5 — crapodină (lagăr cu rulmenţi); 6 — roată de cablu; 6 — roata de lanţ (sau pur şi simplu butonul de prindere a bielei); 7 — palier superior din fontă; 8 — cuzineţi semicirculari din oţel, rotativi; 8 — ghidaje din bronz; 9 — cadrul cajei; 10 — piuliţă de suspensie pe rulmenţi cu bile; 77 — role de ghidaj; 72 — buloane; 13 — angrenaj melcat; 14 — cuplaj conic de siguranţă; 15 — pană culisantă pe ax; 16 — gulerul'

axului; 77 — palier; 18 — arc de presare.

mişcarea de rotire pe lanţul cinematic: motor-reductor melc-roată melca-tă-pinion.

în fig. 4.20 se prezintă detalii constructive ale elementelor în mişcare (corpul coloanei, paliere de susţinere, antrenare etc.).

260

Calculul mecanismului se face în condiţiile cele mai dificile, pornirea me-canismului de rotire a coloanei însoţită în acelaşi timp şi de influenţa ce o exercită celelalte două mişcări (deplasarea cărcuciorului şi a podului).

Asupra coloanei lucrează următoarele forţe: masa coloanei cabinei şi trocii încărcate (toate elementele ce se rotesc) F l ţ ce acţionează în centrul de greutate C (fig. 4.21); ME LZN MF F, _ forţe rezistente datorate frecărilor în lagărele coloa-nei ; forţe de inerţie în peri-oada de mers cu viteză neuniformă a coloanei, căru-ciorului şi podului; forţa centrifugă etc. Se consideră că deplasarea podului se face după axa x, deplasarea căruciorului după axa y şi deci centrul de greutate C are coordonatele faţă de X sistemul de coordonate xoy, XC1 Jci zc-

în tabelul 4.3 se dau u

formulele de calcul al c , , . , . , . , Fig. 4.21. Schema de calcul a mecanismului de rotire a

forţelor de inerţie. coloanei. Tabelul t. 3

Denumirea forţei sau altor mărimi Formule de calcul

la mişcarea căruciorului

la mişcarea podului

tangenţială

centrifugă

de deplasare a căruciorului

de deplasare a podului

tangenţială

normală

F2 — Fl • ac

F3 = F1 ' ap

tc- rc- ncoi 30 • tcoi

F~c = Fl • rcu2 = F1-rc In-ncpiŢ [ 30 J

[N] . (4.48)

[N] (4.49)

M (4.50)

[N] (4.51)

a = z- rc — -~ ' Wcol

30 tcoi

[m/s2] (4.52)

[m/s2] (4.53)

[m/s2] (4.54)

an = (rc • ncolY 30

[m/s2] (4.55)

Notaţii: vc, vp— vitezele căruciorului (podului); tc, tp — timpii de pornire cărucior (pod); r c — raza centrului de greutate; ncoi — turaţia coloanei; t C o i—timpul de pornire al coloanei

261

Momentul de inerţie al părţilor rotitoare care acţionează în sens invers rotirii coloanei se va calcula cu relaţia

M t = 7ce[Nm], (4.56)

în care: I c este momentul de inerţie al sistemului roţilor în raport cu axa verticală ce trece prin centrul de greutate C (v. fig. 4.22), ce se calculează cu expresia

4 = 2 7 - ^ 1 , (4.57) unde £ / reprezintă suma momentelor de inerţie ale părţilor rotitoare în raport cu coloana. Toate forţele de inerţie care acţionează asupra sistemului rotitor al cărucio-rului principal sînt dispuse într-un plan perpendicular pe axa de rotire a coloanei z. Se obţine astfel un sistem de forţe şi momente: F — forţa la cir-conferinţa angrenajului de antrenarea coloanei; MA, MB, MN — momentele forţelor de frecare în lagărele A, B, D, reacţiunile rezultate în lagărele A şi B şi reacţiunea în lagărul (crapodina) D (v. fig. 4.2.1).

La echilibru se pot scrie egalităţile forţelor şi momentelor pe cele trei direcţii ale axelor de coordonate (v. fig. 4.21, b):

XFis = XA + XB~F3 + F5 cos ^ + F, sin ^ = 0 ^Fiy = YA + Y B - F2 + F, sin <J, - Ft cos ty + F = 0

XFiz = ZD-F1 = 0 — YBh — Fh — F2Zc — Fxyc + Fszc sin w —

— Flzc cos tj; = 0 XBh + F1xc + F3ZC — F5zc COS TJ, —

— F ^ sin ^ = 0 ZMZ(F{) = FR0 - F2Xc + F3YC - F5xc cos «J,

ZM^F,)

XMy(Ft)

FRYC sin <B - M T - M A - M B - M D 0

(4.58)

Rezolvînd sistemul de ecuaţii (4.58) se obţin reacţiunile în sprijine şi forţa la circonferinţa coroanei dinţate care să învingă încărcările statice şi dinamice la rotirea coloanei în cazul acţiunii simultane a deplasării cărucio-rului şi podului. Rezultînd deci din sistemul (4.58) reacţiunile din lagărele A, B,D (XA, XB, YA, YN, ZD) se pot calcula momentele forţelor de frecare în lagărele coloanei:

(4.59) M, ^R, 11 X\ + Y*A [Nm],

MB = [HRX f + Y | [Nm],

M n -ZD[Nm],

(4.60)

(4.61)

în relaţiile (4.58) — (4.61): h, xc, yc, zc sînt braţele forţelor (vezi fig. 4.21); R1 — razele lagărelor A şi B, în m; jj.£ — coeficient de frecare în lagărele A şi B ; dc — diametrul de sprijin în crapodină, în m; fic — coeficient de frecare în crapodină.

262

Momentul maxim rezistent în lagărele de sprijin şi pentru învingerea forţelor de inerţie în perioada de pornire a mecanismului este

Mr = FR0 [Nm], (4.62)

şi se obţine din ultima ecuaţie a sistemului (4.58), în care se introduc forţele de inerţie calculate cu relaţiile date în tabelul 4.3 si momentele conform relaţiilor (4.56), (4,59) ... (4.61).

Cuplul maxim rezistent redus la axul motorului se calculează cu relaţia

Mm = ^ [Nm], (4.63) rq

în care: i este raportul de transmisie; yj — randamentul mecanismului. Cuplul dinamic al motorului (la pornire) este:

M d i n = ^ i E l , [Nm] (4.64)

în care: GD2[B+F) este momentul de giraţie al ansamblulului rotitor al mecanismului de antrenare; n — turaţia motorului, în rot/min;

Momentul maxim la nivelul axului motorului

^max rn = Mm + Mdin [Nml. (4.65)

Puterea motorului de antrenare se va calcula cu relaţia

p = M«axmn ^ 9750 K V '

în care K este coeficientul de suprasarcină a motorului. Mecanismul de ridicare a coloanei (II). Ridicarea coloanei se poate rea-

liza prin mai multe modalităţi: cu mecanism bielă-manivelă (fig. 4.19), cu troliu cu cabluri (fig. 4.22, a) sau cu mecanism de ridicare cu lanţuri (fig. 4.22, b).

In cazul mecanismului de ridicare cu sistem bielă-manivelă lanţul cine-matic cuprinde motorul —reductorul cu trei trepte — angrenajul — coroana dinţată fixată pe discurile cu excentrice.

în cazul celorlalte două variante se execută ridicarea şi coborîrea co-loanei prin înfăşurarea respectiv desfăşurarea cablurilor sau lanţurilor.

Mecanismul cu bielă-manivelă prezintă o serie de avantaje: funcţionare mai sigură, construcţie mai simplă şi uşurinţă în întreţinere şi reparare. Deza-vantaje: putere necesară mai mare cu 20 ... 30%, greutate mai mare, cursă de ridicare limitată.

Calculul mecanismului de ridicare se face ţinînd seama de greutatea ansamblului ce se roteşte, F[ ,de greutatea detaliilor mecanismului de ridi-care G' (traversă, role) şi de forţele de frecare din lagărele coloanei

Fr = F'l + G' + Ha f [daN] (4.67)

263

în care: HA şi HB sînt reacţiunile în lagăre, în N; / — coeficient de frecare. Reacţiunile din lagăre se calculează cu relaţiile:

HA=]jX\ + Y\ [N], (4.68)

F i g . 4 .22 . M e c a n i s m e de r id icare a le co loane i m a c a r a l e i de î n c ă r c a r e cu t r o a c ă : a — c u c a b l u r i ; b — cu l a n ţ u r i ;

7 — motor; 2 — frînă; 3 — reductor; 4 — tambur de cabluri; 5 — cabluri; 6 — coloană; 7 — motor; 8 — frînă; 9 — reductor; 10 — roţi de lanţ mobile antrenate; 77 — lanţ; 72 — roţi de lanţ mobile pe traversă; 13 — roţi

de lanţ fixe; 14 — arcuri.

Puterea statică necesară mecanismului de ridicare, organizat cu cabluri sau lanţuri, va rezulta din ecuaţia

= [kW], (4.70) 102

în care: vr este viteza de ridicare, în m/s; y\r — randamentul mecanismului de ridicare.

Dacă ridicarea se face cu sistem bielă-manivelă, momentul la axul mani-velei va fi [2]

Mm — Frr sin <p [daN.m], (4.71)

Momentul static, redus la axul motorului electric, se calculează cu ex-presia

Ms = [daN.m], (4.72) 27]

264

Întrucît cuplul la nivelul manivelei este funcţie de poziţia acesteia (cp) rezultă că şi cuplul static Ms este funcţie de 9 (v. fig. 4.23, b).

Cuplul dinamic se calculează cu relaţia cunoscută

Mdin • P(f) GDmedK [daN.ml. (4.73) 382 td(f)

Variaţiile în timp ale cuplurilor static, dinamic şi total se prezintă în fig. 4.23, c.

(îl, s-i

/ \ / \ ta . tn tf

t,s

0 IM

Ut, I 1 d 1 d 1

LI t, .ti ts h

(tei) ! tn ; fa a b

Fig. 4.23. Diagramele de variaţie ale co, c, cp, în funcţie de timp (a), Ms, funcţie de cp (b), Ms, Md{n şi Mt in

funcţie de timp (c) : t,i. tn, if — timpii de demaraj, de mers cu viteză nominală şi respectiv

de frînare.

Pe baza valorilor cuplului total Mt din diagrama Mt= f(t) se calcu-lează cuplul echivalent cu relaţia

M. =

' Mfjy + i i (Mft + Mn- Mt2 + Mf2) + i i (M22 + Mn • Mt3 + Mfs) + M f f r [daN.m] 3 3

0,5(/! + tt) + t2+t3

(4.74)

în care Mn, Mt2, Mt3, Mti sînt cupluri totale în diverse perioade de timp (vezi fig. 4.23), în daNm; tx, t2—timpi de demaraj şi frînare, în s; t3, /4 — timp de mers cu viteză uniformă, n s.

Puterea echivalentă rezultă din ecuaţia

P. = Men

975 [KW]. (4.75)

265

Celelalte mecanisme se calculează în mod similar celor prezentate la maşina la sol de alimentare a cuptoarelor Siemens-Martin (v. para-graful 4.3).

4.3.3. Maşini de alimentare cu fier vechi a convertizoarelor

în fig. 4.24 se prezintă construcţia generală a maşinii de alimentare eu fier vechi a convertizoarelor cu mecanism propriu de basculare. Maşina este propriu-zis un cadru rulant prevăzut cu două mecanisme de translaţie, pe

12 1<+ 13

Fig. 4.24. Maşina de alimentare cu fier vechi al convertizoarelor cu mecanism propriu de basculare:

7 — culegător de curent; 2 — şasiu; 3 — mecanism de basculare /; 4 — mecanism de basculare II; 5 — convertizor de frecvenţă; 6 — cabină comandă; 7 — mecanism de translaţie I; 8 — mecanism de translaţie II', 9 — tampon; 70 — instalaţia hidraulică de basculare; 77 — cilindru de basculare; 12 — cadru suport-troacă basculant; 13 — placă pe resoarte; 14 — ghiară de siguranţă pentru troaca de fier vechi; 15 — tampon; 16 — articulaţie; 77 — şasiul mecanismului de translaţie; 18 — motor translaţie; 19 — reductor; 20 — frînă; 21 — osie; 22 — roată de rulare.

care se află două mecanisme de basculare, hidraulice, a trocilor. Maşina execută în principal transportul trocilor încărcare de-a lungul frontului de convertizare, bascularea conţinutului trocilor în convertizoare şi retransportul trocilor goale [14].

Caracteristicile tehnice ale maşinii sînt prezentate în tabelul 4.4.

2.66

Tabelul 4.4


Numărul trocilor buc 2

Capacitatea unei troci m3 10

Masa totală a încărcăturii maşinii t 97,8

Viteze de deplasare m/min 100 — maximă;

— redusă. 10

Puterea motoarelor mecanismelor de deplasare

kW 2 x 75

Puterea motoarelor pompelor de ac-ţionare hidraulică

kW 4 X 30

Puterea pompei de acţionare hidrau-lică

kW 2,2

Diametrul şi cursa cilindrilor hidrau-lici de basculare

mm 300/1 950

Ecartamentul şi ampatamentul maşinii mm 3 800/7 900

Masa totală proprie a maşinii t 116

4.3.4. Mecanizarea alimentării adaosurilor şi feroaliajelor în convertizoare

Soluţia generală de mecanizare a alimentării cu adaosuri de var, mine-reu, bauxită etc. pentru convertizoare este prezentată în fig. 4.25. Trans-portul adaosurilor se face cu benzi transportoare iar repartizarea în buncă-rele tampon prin intermediul unui transportor cu bandă intermediar rever-sibil. Prin alimentatoare electrovibratoare sau cu bandă şi dozatoare gravi-metrice automate, adaosurile ajung în buncărele de încărcare şi apoi în con-vertizor.

Comanda şi urmărirea funcţionării instalaţiei se face de la distanţă, din cabina de comandă a convertizorului.

în fig. 4.26 se prezintă o variantă de organizare a mecanizării alimentării cu feroaliaje. Feroaliajele dozate în bene sînt transportate cu electropalane la buncărele intermediare ale convertizorului, de unde prin extractoare încli-nate sînt aduse în jgheaburile pivotante de deasupra oalelor de turnare.

267

Secţiunea A-Ă

Fig. 4.25. Mecanizarea alimentării adaosurilor în convertizor: 7 — transportor cu bandă; 2 — transportor cu bandă intermediară de distribuţie, mobil; 3 — buncăr pentru var; 4 — buncăr pentru minereu; 5 — buncăr pentru bauxită; 6 — alimentator electrovibrator; 7 — alimenta-tor, cu bandă; 8 — dozator gravimetric automat cu capacitate de 150kN; 9 — alimentator electrovibrator;,

10 — jgheab; 77 — bandă înclinată; 12 — buncăr de încărcare în convertizor.

4.3.5. Maşină de ajustat vatra cuptoarelor Siemens-Martin

Maşina este destinată reparării prin aruncare a pereţilor cuptoarelor Siemens-Martin, folosind mecanisme de aruncare cu bandă, acţionate elec-tromecanic sau hidraulic. Maşina de ajustat cu cap de aruncare electro-mecanic, prezentată în fig. 4.27, este în fond un cărucior electromecanic pe care se află aşezat un buncăr amovibil sub care se află mecanismul de aruncare cu . bandă, acţionat electromecanic.

268

Secţiunea A-A Secţiunea B~B Secţiunea C-C

F i g . 4 .26 . M e c a n i z a r e a a l i m e n t ă r i i cu f e roa l ia j e a conver t izorn lu i : 1 — pod rulant; 2 — container de transport; 3 — buncăr de primire; 4 — închizător sector; 5 — bena teleferului; 6 — platformă cîntar; 7 — telefer pe monorai 8 — calea de rulare a teleferului; 9 — buncâre intermediare; 10 — închizător sector; 11 — jgheab; 12 — extractor înclinat; 13 — jghiab pivotant; 14 — oală de turna

re; 15 — convertizor.

F i s 4 27. Maşină de ajustat vatra cuptoarelor Siemens-Martin cu cap de aruncare electromecanic : cadru roetaHc; 2 - n Z L « a s a r e ; ^ - ~ a — ; < - - cap dc aruncare e i e c t r o - — ; , - — de d o n a r e a J B t a , „

Caracteristicile maşinilor de ajustat sînt prezentate în tabelul 4.5. Tabelul 4.5

Caracteristici Unităţi de Volumul buncărului, ma

Caracteristici măsură 12 14,5 16

Viteza de aruncare m/s 12 3 ... 16,5 14

Lăţimea benzii mm 400 — • 500 Bătaia maximă m — 24 17 Mecanism de aruncare:

— putere;

— turaţie.

kW

rot/min

15,6

1 000 ...

26,5 — putere;

— turaţie. 1 550 — 716

Puterea mecanismului de de-plasare kW 6,5 9 4,2

Viteza de deplasare m/min 45 45 25

Masa maşinii t 28 32 40

Ecartament-ampatament mm 1 524/ 2 730 — 1 524/2 900

Mecanismul de aruncare, principalul subansamblu al maşinei, prezentat în fig. 4.28 este în fond o bandă înfăşurată pe trei role şi călcată de două discuri, dispunerea reciprocă a acestora conducînd la formarea unei cavităţi mobile în care cade dolomita căreia i se va imprima cantitatea de miş-care necesară aruncării pe locul ce trebuie reparat. Acest organ principal de aruncare este montat pe o platformă rotitoare spre a se putea direcţiona în plan orizontal, iar distanţa de bătaie se modifică prin deplasarea pe direcţie verticală a rolei de capăt.

Viteza finală de aruncare se va determina luînd în considerare forţele ce lucrează pe banda de aruncare (fig. 4.29). Proiectînd forţele pe direcţia de deplasare a materialului rezultă

— Ft + Fl — G • sin 9 = 0, " (4.76)

în care 9 este deplasarea unghiulară a particulei de la verticală, în rad.

Substituind în relaţia (4.76) expresiile forţelor rezultă

— m R -f- (mR<x>2 + mg cos 9) [ir — mg sin 9 = 0. (4.77) d t

Restrîngînd relaţia (4.77) şi ţinînd seama că — = o> se obţine ' ' ât

(o — — ( v w2 = — ([ir cos 9 — sin 9) (4.78) dp R

271

F i g . 4 .28 . M e c a n i s m de a r u n c a r e al maş in i i de a j u s t a t v a t r a cuptorului S i e m e n s - M a r t i n :

7 — platformă rotitoare; 2 — role; 3 — maşină circulară; 4 — pivot; 5 — discuri; 6 — bare; 7 — bandă de cauciuc; 8,9, 10 — role; 11 — pîrghie; 72 — întrerupător; 13 — motor electric; 14 — sector; 75 — manetă; 16 — reflec-

tor; 77 —role.

iar după integrare rezultă [2]

<o-2.»

JR(1 + 4 [x2) [3 iir sin 9 + (1 - 2 fj2) cos cp + c e2**]. (4.79)

Acestei viteze unghiulare îi corespunde viteza liniară

2 gR

F i g . 4 .29 . S c h e m a for ţe lor c e lucrează în m e c a n i s -m u l de a r u n c a r e a l m a ş i n i i de a j u s t a r e :

G — greutatea; Fc — forţa centrifugă; I't — forţa de inerţie tangenţială; N — forţa de reacţiune a benzii; F1 — forţa de frecare; oi — viteza unghiulară; R — raza discurilor; / —

coeficient de frecare.

[3 a, sin cp + ( l + 4 rf) *

+ (1 — 2 ;x?) cos <p + ce2^!. (4.80)

Constanta de integrare se determină pentru condiţiile iniţi-ale: la unghiul <p = —<x1 viteza materialului este egală cu viteza iniţială de pătrundere a mate-rialului pe bandă (v = v0).

272

Introducînd în relaţia (4.80), unghiul cp = a2[a2 este unghiul de desprin-dere a benzii de disc (v. fig. 4.29)] şi constanta C se obţine viteza finală de aruncare

+ gRe;»-«-2

vj = vie2** +

(1 — 2ţ4) cos ot2 + 3pi.r sin «a (1 — 2ji*) cos ^ + sin q t

1 + 4 ( 4 ) e f a 1 +

(4.81)

în care: x + ax = a2, (v. fig. 4.29), în rad.

Pentru viteza de aruncare se obţine deci expresia

Vf = e^vt + A0gR [m/s], (4.82)

Condiţia de bună funcţionare a mecanismului de aruncare este ca viteza benzii să fie mai mare ca viteza de aruncare, adică vb > vf.

Bătaia de aruncare. Formulele de determinare a lungimii de aruncare L şi a înălţimii traiectoriei sînt [2]:

L = 2 sin 2<x0 [ml, (4.83) g

H = AJI^L [m]) (4-84) 2 g

în care: a0 = oc2, în grade. Puterea motorului trebuie să asigure imprimarea energiei cinetice mate-

rialului şi învingerea forţelor rezistente. Puterea necesară pentru imprimarea energiei cinetice se calculează cu

relaţia

P 1 = r V d F [kW], (4.85)

în care: vb este viteza benzii, în m/s; dF — forţa elementară de frecare dintre material şi bandă.

Forţa elementară se calculează în detaliu în lucrarea [2] din care rezultă expresia finală

Qlirvf efadcp

în care: Q este productivitatea orară a maşinii, în t/h.

d f = M iiîEî. (4.86) 3,6 g

273

Introducînd în relaţia (4.85) expresia d.F şi integrînd se obţine

p QwlU _ [kW], 3,6 g [ e w )

(4.87)

Puterea de mers în gol [2] reprezintă, 0,7. P v Din aceste relaţii rezultă deci puterea totală necesară mecanismului de aruncare [2]

4.4. Mecanismele auxiliare ale agregatelor de elaborare a oţelului

4.4.1. Soluţii generale de mecanizare a încărcării cuptoarelor electrice

încărcătura metalică care constituie în cazul cuptoarelor electrice pon-derea cea mai mare (peste 95%) trebuie introdusă cu maximă rapiditate în cuptor pentru a folosi cu cît mai mare eficienţă căldura fizică de la şarja precedentă (deci a îmbunătăţi regimul termic al cuptorului şi a scurta durata topirii, deci a şarjei) şi spre a-i spori productivitatea.

Pentru asigurarea condiţiilor de încărcare a cuptorului electric se pot folosi două variante:

— ridicarea bolţii şi deplasarea cuvei cuptorului spre a ajunge în zona de acţiune a podului rulant cu coş;

— ridicarea bolţii şi deplasarea ei de pe spaţiul de lucru prin: rotire (pivotare), deplasare longitudinală, respectiv înclinare în lateral (în toate aceste situaţii cuva cuptorului rămîne fixă).

Mecanizarea încărcării cuptorului prin deplasarea longitudinală a cuvei se realizează pe cărucior deplasabil pe roţi (fig. 4.30, a) sau cu platformă de evacuare (fig. 4.30, b).

în prima variantă deplasarea cuvei se face electromecanic cu pinion-cremalieră, ultima fiind fixată pe partea inferioară a căruciorului cuvei. Mecanismul de acţionare este montat fix pe cadrul metalic de susţinere a cuptorului. în cea de a doua variantă leagănul cuptorului se sprijină pe o platformă de evacuare ce se deplasează prin pat de role. Acţionarea plat-formei de evacuare este hidraulică.

Mecanizarea încărcării cuptorului prin pivotarea bolţii. în acest caz cuva este descoperită spre a putea fi încărcată cu coş, prin pivotarea bolţii în lateral cu un unghi de 95... 110°.

(4.88)

274

F i g . 4 .30 . S c h e m e de m e c a n i z a r e a încărcăr i i cuptorului e lec t r i c prin deplasa-

r e a l o n g i t u d i n a l ă a c u v e i : a — cu cărucior deplasabil; b — cu piatformă de evacuare; 7 — motor electric; 2 — reductor melc-roată melcată; 3 — transmisie cu lanţ; 4 — an-grenaj cu roţi cilindrice; 5 — pinior. de atac; 6 — cremalieră; 7 — şasiul căruciorului; 8 — roţi de rulare; 9 — cuva cuptorului; 10 — mecanism de rotire a cuvei; 77 — şină derulare; 12 — leagănul cuptorului; 13 — grinzi de sprijin; 14 — platformă de evacuare; 75 — pat cu role; 16 — cilindru hidraulic; 77 — ramă; 18 — grinzi fixe; 19 — role; 20 — portal; 21 — segmente; 22 — grinzi f ixe;

23 — cilindru hidraulic.

La cuptoare de mare capacitate instalaţia de pivotare este separată (fig. 4.31, a şi c), pe cînd în cazul cuptoarelor de mică capacitate aceasta poate fi montată însăşi pe mantaua cuptorului (fig. 4.31, b).

4.4.2. Mecanismele auxiliare ale cuptoarelor electrice

Funcţionatea optimă a cuptoarelor electrice este legată şi de modul de realizare şi de exploatare a o serie de mecanisme specifice. Printre acestea o importanţă mare o au mecanismele; de acţionare a electrozilor, de ridicare a bolţii, de pivotare a bolţii, de rotire a cuvei, de basculare a cuptorului, de deplasare a cuvei.

275

Fig. 4.31. Modalităţi de mecanizare a pivotării bolţii: a — instalaţie plasată pe fundaţie independentă; b — instalaţie montată pe man-taua cuptorului; c — instalaţie ataşată la platforma de basculare a cuptorului; 7 — ins-talaţie hidraulică; 2 — cap de prindere; 3 — locaşul capului de prindere; 4 — sigu-ranţă; 5 — traversa; 6, 8 — suporţii electrozilor; 7 — platforma de basculare; 9 —boită; 10 — dispozitive de suspendare a bolţii; 77 — cuptor; 72—electrozi-; 13 — mecanism de pivotare montat pe cuptor; 14 — mecanism de pivotare montat pe platforma cuptorului; 15 — mecanism de ridicare a bolţii; 16 — sistem de rulare

circulară; 17 — cadru traversă.

în fig. 4.32 se prezintă schema cinematică de ansamblu a mecanismelor auxiliare ale cuptorului electric.

Mecanismul de acţionare a electrolizilor. Acţionarea electrolizilor în vederea deplasării pe veticală se poate realiza electromecanic sau hidraulic.

Schema cinematică a mecanismului este prezentată în fig. 4.32, a iar construcţia sa în fig. 4.33. Spre a se putea efectua deplasarea pe verticală a electrodului, braţul port electrod este montat pe un cărucior care circulă pe stîlpii verticali montaţi pe carcasa cuptorului. Acţionarea se face prin cablu, pe lanţul cinematic motor-dublu reductor melc-roată melcată-mosor de cablu. Pentru a se ajuta funcţionarea motorului, ansamblul electrod-braţ port-electrod-cărucior este legat la o contragreutate ce circulă prin interiorul stîlpului.

276

5 12 ! !•

c

Fig. 4.32. Schema cinematică de ansamblu a mecanismelor auxiliare ale cuptorului electric:

a — mecanismul de acţionare a electrozilor; b — mecanismul de prindere a electrozilor; c — mecanismul de ridicare a bolţii; d — mecanismul de pivo-

tare a bolţii; / _ coloană; 2 — cărucior; 3 — portelectrod; 4 — cablu; 5 — role de cablu;

6 — bloc de role; 7 — role de ghidare; 8 — tambur; 9 — dublu reductor melc-roată melcată; 70 — motor; 77 — lanţ; 72 — roţi de lanţ; 13 — con-tragreutate; 74 — cilindru pneumatic; 75 — mecanism cu braţ; 76 — inelul porteiectrodului; 77 — electrod; 78— boltă; 79 — lanţuri; 20 — portal; 27 — role de lanţ; 22 — tiranţi; 23 — reductor melc-roată melcată; 24 — motor; 25 — axul' portalului; 26 — placă de sprijin; 27, 28 — lagăre; 29 —

sector dinţat; 30 — reductor; 37 — motor.

Mecanismul de deplasare a electrozilor cu acţiune hidraulică constă dintr-un piston fix montat la cadrul cuptorului şi cilindrul mobil de care este fixat suportul portelectrodului. în acest caz ridicarea electrodului se face sub acţiunea presiunii hidraulice, coborîrea făcîndu-se sub acţiunea greutăţii proprii.

Forţele ce acţionează asupra căruciorului (fig. 4.34) sînt: Gcp, Gc — greutăţile căruciorului port-electrod, respectiv a contragreu-

tăţii, în daN; F, T — forţe ce acţionează în scripete, res-pectiv în lanţul contragreutăţii, în daN; RA, RB — presiunile pe rolele căruciorului, în daN; FA, FB — forţele rezistente la deplasare în role, în daN; a, b, c, m, e — distanţe, în m.

277

Fig. 4.33. Mecanism, de acţionare şi de fixare a electrozilor: 7 — stîlp de susţinere al electrozilor; 2 — capul stilpului; 3 — căruciorul suport al electrodului; 4 — suport port electrod; 5 — cablul de acţionare al suportului port electrod; 6 — role de cablu; 7 — dispozitiv de fixarea cablului; 8 — troliul cablului; 9 — lanţul de suspendare a contragreutăţii; 10 — contragreutate; 11 — roţi de lanţ; 12 — inelul de strîngere a electrozilor; 13 — tija de acţionare; 14 — pîrghie de acţionare; 15 — cilindrul de acţionare; 16 — conducta

de apă de răcire; 77 — role de rulare; 18 — motorul mecanismului; 19 — dublu reductor melc-roată melcată.

Rezolvînd sistemul de trei ecuaţii (proiecţie pe orizontală, proiecţie pe verticală şi ecuaţie de momente):

RA + RE

Gcp-F-T + f a + Fb = o

Fa — Tc + RBe FBm = 0

(4.89)

(4.90)

(4.91)

278

m care:

FA = RA. WR şi FB = RB-WR,

rezultă pentru forţa ce lucrează în scripete expresia

^ (, . m . e \

, e a + J- — 2 2w

in care:

T = GC Tjf [daN],

[daN],

(4.94)

(4.95)

(4.92)

(4.93)

unde: v)j este randamentul roţilor de lanţ. """//////, Forţa din cablul mecanismului de acţionare F i g 4 3 4 S chema de calcul a for-

FE se calculează cu relaţia [2] ţelor în căruciorul portelectrodului.

F, = F

2i)p

iar puterea, cu relaţia

P = Fc"c 1 0 2 ^

[daN],

[ k W ] ,

(4.96)

(4.97)

în care: rip şi rja sînt randamentele palanului şi respectiv al mecanismului de antrenare; vc — viteza cablului (vc = 2vc; vc — viteza elec-trodului), în m/s.

Mecanismul de ridicare a bolţii. Ridicarea bolţii este necesară pentru a putea încărca cuptorul pe deasupra şi pentru a se efectua rotirea cuvei pentru accelerarea topirii. Construcţia mecanismului este prezentată în fig. 4.35.

Ridicarea se execută cu patru lanţuri care la partea inferioară au tije filetate care se înşurubează în piuliţele înglobate în roţile melcate ale reduc-toarelor.

Calculul mecanismului de ridicare nu prezintă probleme deosebite. Mecanismul de basculare a cuptorului. Bascularea cuptorului se realizează

cu mecanisme electromecanice (fig. 4.36) sau cu mecanism cu acţionare hidra-ulică (fig. 4.30, poziţia 23). în vederea basculării, cuptorul este aşezat pe un leagăn, care are la partea inferioară două segmente circulare acţionate de două tije cu cremalieră.

Momentul de răsturnare datorită greutăţii cuptorului rezultă din relaţia

Me = Gc-a = GC- r0 sin (a ± cp) [daN.m], (4.98)

279

Fig. 4.35. Mecanism de ridicare a bolţii: 7 — electromotor; 2 — reductor melc-roată melcată; 3 — ax de legătură; d — comandoaparat; 5 — urechi de prindere

a lanţului; 6 — tiranţi; 7 — lanţ cu eclise; 8 — roată de lanţ; 9 — boltă; 10 — semiportal; 11 — tije filetate.

F i g . 4 .36 . Schemele c i n e m a t i c e ale m e c a n i s m e l o r de basculare şi de ro t i re a cuvei . c u p t o r u l u i e l e c t r i c :

a — mecanismul de basculare; 7 — leagănul cuptorului; 2 — motoarele mecanismului de basculare; 3 — reductoare cu trei trepte; 4 — cadre oscilante; 5 — role de ghidare; 6 — pinioane; 7 — tije cu cremaliere; 8 — segmente circulare; 9 — grinzi talpă; b — mecanismul de rotire a cuvei; 10 — motoarele mecanismului de rotire a cuvei; 7 7 — reductoare; 12 — pinioane conice; 13 — coroană dinţată conică; 14 — inel; 15 — puncte de sprijin; 16 — role verticale; 77 — role orizontale;

18 — cuva cuptorului.

în care: Ge este greutatea cuptorului, în daN; a — braţul lui Gc, în m; r0 — raza vector, în m; a — unghiul de înclinare al razei-vector faţă de axa l - I a cuptorului, în grade; cp — unghiul de înclinare al razei-vector faţă de verticală, în grade.

Raza-vector, braţul şi unghiul a se determină cu relaţiile [2]:

r0 = [m], (4.99)

a = arc s in— , (4.100) ro

a = r0 sin (a ± 9). (4.101)

281

Semnul ± se ia în funcţie de sensul de rotire al cuptorului. Momentul de răsturnare datorită metalului se calculează cu relaţia

(fig. 4.37) Mm = GM-b [daNm], (4.102)

în care: GM este greutatea metalului, în daN; b — braţul lui GM, în m. Braţul b rezultă din expresia

/ b = n sin 9 , [ml (4.103)

în care: n este distanţa dintre cele două centre de greutate 01 (centrul de greutate al băii metalice) şi 02 (centrul de greutate al segmentelor de basculare), în m.

Momentul datorită frecării de rostogo-lire la nivelul contactului dintre segmentele circulare şi tălpile de basculare este

Mfr = (Gc + GM) [xr [daN.cml, (4.104)

în care [xr este braţul frecării de rostogolire, în cm.

Relaţia de calcul a lui \xr este [2]

0,54 • ]/ D [cm] (4.105)

în care: l este lungimea totală de contact pe generatoarea a celor două seg-mente de sprijin, în cm; E — mo-dulul de elasticitate în daN/cm2; D — diametrul segmentului, în cm.

Momentul total de răsturnare se calcu-lează cu relaţia

M. Mc + Mn + Mfr 10' [daN.m].

(4.106)

Forţa ce acţionează în cremaliera de basculare se calculează cu relaţia

F i g . 4 .37 . S c h e m a de ca lcul a m o -m e n t u l u i de r ă s t u r n a r e :

a — datorită greutăţii cuptorului; b — datorită metalului lichid.

Mt [daN], (4.107)

în care m este braţul (v. fig. 4.37, a), în m. Braţul m se calculează cu expresia [2]

A (x3 — x j + y, m

M2 + i [m], (4.108)

282

in care: A este egal cu ——— ; x1,y1 sînt coordonatele punctului A7; — xi

x.2,y2 — coordonatele punctului M; x3,y3 — coordonatele pun-ctului C.

Coordonatele utilizate în relaţia (4.108) se calculează cu relaţiile [2]:

= + <p) - h sin (P - ?), (4.109)

y1 = R~h c o s ( p - 9 ) , (4.110)

x2 şi y2 se determină din dimensiunile constructive,

*3 = i?(P + 9), (4.111)

3 - 3 = 0 . (4.112) în aceste relaţii R este raza segmentelor de sprijin, înm; (3,cp — unghiuri

(v. fig. 4.37), în rad; — distanţa dintre centrulOX şi N, în m. La forţa F0 se mai adaugă forţa datorată cremalierei

FCR = GCR cosa [daN.m], (4.113)

în care: GCR este greutatea cremalierei, în daN; oc — unghiul de înclinare al cremalierei faţă de orizontală, în grade.

Forţa totală va fi F = F 0 + F c r [daN], (4.114)

Momentul de torsiune la axul pinionului rezultă din ecuaţia [2]

Mr = F— [daN.m], (4.115) 4

Puterea motorului corespunzătoare cuplului de mai sus va fi P = [kWJ, (4.116)

în care: np este turaţia pinionului, în rot/min; 7) — randamentul mecanis-mului.

Mecanismul de rotire a cuvei cuptorului. Spre a se putea executa rotirea cuvei cu un unghi de + 30...60°, cuva se sprijină în patru puncte pe role verticale si este centrată cu patru role orizontale (v. fig. 4.36 şi în detaliu fig. 4.38).' .

Acţionarea se face prin lanţul cinematic, motor-reductor-pinion conic — coroană dinţată conică fixată la partea inferioară a cuvei.

Momentul rezistent la rotirea cuptorului pe rolele de sprijin este dat în relaţia

MROT = (GC + GM) WRR0 [daN.m], (4.117)

în care R 0 este raza de circulaţie pe rolele verticale, în m. Puterea statică a motorului mecanismului se calculează cu expresia

P = M"**e [kW], (4.118) 975?)

283

Vedere din B Detaliul la role

2

F i g . 4 .38 . V e d e r e genera lă a lea-13 gănului c u p t o r u l u i cu m e c a n i s m u l

de ro t i re a c u v e i şi de p i v o t a r e a bol ţ i i . M e c a n i s m u l de rot i re a cuve i :

leagăn; 2 — picior; 3 — role de sprijin verticale; 4 — role de sprijin orizontale; 5 — motorul electric al mecanismului de rotire a cuvei; 6 — reductorul mecanismul de pivotare; 7 — motor electric al mecanis-mului de pivotare a bolţii; 8 — reductor; 9 — sector dinţat; 10 — lagăr axial; 11 — platformă de sprijin; 12 — sectoare circu-lare; 13 — pivot; 14 — lagăre radiale; 15 —

lagăr de presiune.

în care nc este turaţia cuptorului, în rot/min; YJ — randamentul mecanis-mului.

Mecanismul de rabatare a bolţii. Aşa după cum s-a arătat la paragraful 4.4.1, pentru a se facilita încărcarea pe sus a cuptorului bolta trebuie depla-sată în cazul acesta prin pivotare. Schema cinematică este prezentată în fig.4.32, d, iar construcţia în fig. 4.38.

Pivotul care susţine bolta cuptorului se roteşte în două lagăre radiale şi un la-găr de presiune. Antrenarea pivotului se realizează prin motor-reductor-pinion-sector dinţat fixat la pivot.

Reacţiunile ce acţionează în lagăre (fig. 4.39)' sînt:

— reacţiunea verticală RC = G0 [daN],

reacţiunile orizontale

(4.119)

R* R* h

[daN], (4.120) Fig. 4.39. Schema de calcul a meca-

nismului de rabatare a boltii.

în care: G0 este greutatea ansamblului rotitor, în daN; x0, h — abscisa centrului de greutate şi distanţa dintre lagărele radiale, în m.

Momentul static al forţelor de frecare în lagăre la axul coloanei se calcu-lează. cu relaţia

Ms = RArA\xn + RBrBlLn + Rcrcal2

în care: rÂ, r„, rc sînt razele lagărelor, în m frecare în lagăre.

Puterea statică a motorului

P. =

[daN.m],

; V-n şi V-n

(4.121)

— coeficienţii de

975 7) în care: npr este turaţia pivotului, în rot/min

mului. Caracteristicile tehnice ale mecanismelor sînt date în tabelul 4.6.

[kW], (4.122)

7] — randamentul mecanis-

4.4.3. Mecanismele de basculare a convertizoarelor

Exploatarea corespunzătoare a convertizoarelor cu oxigen este legată şi de buna funcţionare a mecanismelor specifice ale acestora. Mecanismele de basculare ale convertizoarelor trebuie să asigure o răsturnare lină şi fără şocuri a agregatului în vederea evacuării uniforme a oţelului elaborat, în oala de turnare. De asemenea, trebuie astfel proiectat şi executat încît să realizeze o încărcătură uniformă a elementelor componente ale mecanismului, în timpul funcţionării.

Pentru convertizoare de mare capacitate mecanismul de basculare este actionat cu motoare de curent continuu sau cu motoare de curent alternativ.

285

Tabelul 4.6

Mecanismul de acţionare a electrozilor

Caracteristici Unităţi de măsură

Capacitatea cuptorului t, Caracteristici Unităţi

de măsură 180 80 | 40 20

Viteza maximă de deplasare a electrozilor

Cursa electrozilor Puterea electromotorului Turaţia electromotorului

m/min mm k W

rot/min

3,42 5 000

12 800

1,75 3 000

6,5 1 550

2,8 1 560

2 000 4,2

1 500

Mecanismul de ridicare a bolţii: Cursa bolţii Viteza de ridicare a bolţii Puterea electromotorului

Turaţia electromotorului Reductor

i

mm m/min

kW

rot/min

700 0,69

2 x 2 2 = 44

692 Melc-roată

500 0,014

2 x 1 1 = 2 2

920 melcată

280 1,7

2 x 16 = 32

685

Acţionare hidraulică cu cilindru 0 300 mm la presiune 15 daN/cm2

Mecanismul de ridicare a bolţii: Cursa bolţii Viteza de ridicare a bolţii Puterea electromotorului

Turaţia electromotorului Reductor

i

mm m/min

kW

rot/min

36 — —

Acţionare hidraulică cu cilindru 0 300 mm la presiune 15 daN/cm2

Mecanismul de basculare : Unghiul de basculare Viteza cremalierei Puterea electromotorului

Turaţia electromotorulu i

grade m/min

kW

rot/min

45 1,77

4 5 x 2 = 90

575

45 3,0

3 0 x 2 = 60

570

45 2,416

19,2

710

Acţionare hidraulică 0 300 mm, presiune 15 daN/cm2

Mecanismul de rotire a cuvei: Unghiul de rotire Viteza de rotire

Puterea motorului Turaţia motorului

Reductoare: — cu trei trepte cilindrice,

— cu o pereche de roţi co-nice,

grade grade/min

rot/min kW

rot/min

—

± 4 0

17 7,5 700

296,3

± 4 5

0,101 13,2 940

R melc-rc

eductor )ată melcată iublu i = 700

i = 700

Mecanismul de rabatare a bolţii Capacitatea cuptorului, t

Unghiul de rotire Viteza de rotire

Puterea motorului Turaţia motorului

grade grade/min

rot/min kV

rot/min

180 60

41 7,5 682

80 80

0,57 7,5 700

286

în cazul acţionării în curent continuu viteza de basculare este cuprinsă între 0,1 şi 1,0 rot/min iar lanţul cinematic cuprinde două motoare de curent continuu, un reductor melc-roată mecată cuplat cu un reductor cilindric al

F i g . 4 .40 . S c h e m a c i n e m a t i c ă a mecan ismulu i de b a s c u l a r e : 7 — motor pentru basculare rapida; 2 — reductor melc-roată melcată; 3 — re-ductor cilindric cu două trepte; 4 — motor pentru basculare lentă; 5 — reductor

cilindric cu două trepte; 6 — cuplaj electromagnetic.

cărui ax de ieşire acţionează fusul convertizorului prin cuplaj dinţat. Fiecare fus este acţionat de cîte un mecanism (fig. 4.40).

Dacă este necesară viteză mare de basculare se foloseşte lanţul cinematic: motor-reductor melc-roată melcată — reductor cilindric; la viteză redusă de basculare: motor electric-reductor cilindric — cuplaj electromagnetic-reductor melc, roată melcată-reductor cilindric.

Un sistem de basculare care realizează un contact corect şi permanent între pinion şi coroană este prezentat în fig. 4.41 şi 4.42.

Contactul optim al pinioanelor de atac (patru la număr) este asigurat prin existenţa a patru cărucioare ce constituie reductoare autocentrabile, rulînd la circumferinţa interioară a coroanei dinţate prin cîte patru role. Cărucioarele autocentrabile sînt articulate prin barele de articulare şi prin tijele cu cardan la barele de torsiune. Acest mod de organizare a angrenării cu coroana dinţată conduce la reducerea încărcării şi a uzurii şi deci la creşterea durabilităţii ansamblului.

Fiecare din cele patru mecanisme de acţionare cuprinde: motorul 3, reductorul cu două trepte 4, reductorul autocentrabil cu două trepte 6 al cărui pinion 13 se angrenează cu coroana 2.

4.4.4. Mecanisme de manevrare a lăncilor de suflare a oxigenului în convertizor

Mecanismele de manevrare ale lăncilor de suflare a oxigenului trebuie să asigure posibilitatea suflării corecte cu oxigen a băii metalice din punct de vedere al debitului şi distanţei de suflare cît şi manevrarea rapidă şi corectă a lancei în timpul operaţiilor de introducere (extragere) în (din) conver-tizor şi în timpul operaţiilor de schimbare a acestora.

287

F i g . 4 . 4 2 . S i s t e m d e b a s c u l a r e cu p a t r u m e c a n i s m e i n d e p e n d e n t e -a - schema cinematica a unui mecanism; b - dispozitţia pe circumferinţa coroanei a celor patru mecanisme-II - prima treapta e.lindncă a reductorului mobil, autocentrabil; 12 - a doua treaptă b i l a t e r a l ă - piSonul de

atac; 14 — rolele 'de autocentrare.

F i g . 4 . 4 1 . S i s t e m d e b a s c u l a r e cu p a t r u m e c a n i s m e i n d e p e n d e n t e • 1 -convertizor; 2 - coroana dinţată; 3 - motor electric; 4 - reductor

T ? t P Î M " , b l r , i d e ° U p l a r e ; « - « d u c t o r autocentrabil cu doua trepte cilindrice, bilateral; 7 - caja reductorului autocentrabil; 8 - bare

de articulare; 9 - tija cu cardan; 10 - bară de torsiune.

O variantă a unui astfel de mecanism este prezentată în fig. 4.43., Insta-laţia respectivă cuprinde două mecanisme, unul de deplasare longitudinală şi altul de acţionare a lăncii. Mecanismul de deplasare este cu şurub şi piuliţă iar cel de acţionare a lăncii cu lanţ articulat.

a F i g . 4 .43 . M e c a n i s m de m a n e v r a r e a lănc i lor de suf lare a ox igenului

pentru c o n v e r t i z o a r e de m a r e c a p a c i t a t e : a — construcţie; b — schemă cinematică;

7 — mecanism de deplasare; 2 — şurub; 3 — căruciorul mecanismului de manevrare a lancei; 4 — mecanism de acţionare a lanţului motor; 5 — role de ghidare; 6 — motorul de acţionare a mecanismului de ridicare, coborîre; 7 — sania lancei; 8 — cadrul lancei; 9 — lance; 10 — lanţ motor; 11 — contragreutate; 12 — roţi de lanţ; 13 — pinioane; 14 — cremaliere; 15 — capul

de prindere a lancei.

289

4.5. Utilaje de turnare şi stripare a lingourilor

Din punctul de vedere al organizării ansamblurilor de turnare se deo-sebesc două variante posibile: organizarea ansamblelor de turnare în gropi sau canale şi organizarea ansamblelor de turnare pe vagonete. Prima variantă se foloseşte în cazul oţelăriilor de mică capacitate, unde nu este rentabilă uti-lizarea turnării pe vagonete. Pentru oţelării de capacitate medie şi mare este recomandabilă varianta turnării pe vagonete care asigură productivitate mare, descongestionează hala de turnare, asigură condiţii optime de con-fecţionare şi montare a ansamblelor de turnare, asigurînd lingouri calitativ superioare, necesitînd însă hale speciale de pregătire a garniturilor cu vagonete de turnare.

Soluţia clasică de turnare pe vagonete de turnare, folosind pentru ma-nevrarea oalei poduri rulante de turnare a fost prezentată în fig. 4.1 şi 4.2. Oala este manevrată prin intermediul podului rulant de turnare şi adusă în apropierea platformei de turnare în faţa căreia sînt garate garniturile cu vagonete de turnare. După turnare garnitura se evacuează din hala de turnare, urmînd solidificarea lingourilor, striparea lor şi repregătirea garni-turii pentru o viitoare turnare. Intre timp o garnitură pregătită în vederea turnării poate să ia locul celei evacuate.

4.5.1. Poduri rulante de turnare

Pentru secţiile de oţelărie de mare capacitate se recomandă poduri rulante cu capâcităti de ridicare de: 2600/750/150 kN; 3500/750/150 kN; 4500/900/150 kN şi 6300/900/160 kN.

Podul rulant de turnare (fig. 4.44) se compune din trei părţi principale: construcţia metalică cu mecanismul de deplasare şi cabina manevrantului, căruciorul principal şi căruciorul auxiliar cu două mecanisme de ridicare.

Construcţia metalică a podului rulant este de tip cheson, conţinînd o cale de rulare superioară pentru căruciorul principal şi o cale de rulare inferioară (interioară) pentru căruciorul auxiliar. Grinzile de capăt ale podului rulant se sprijină pe cele opt boghiuri (fiecare cu cîte două roţi), cîte patru de fiecare parte. Numărul total de roţi de rulare este de 16 dintre care patru sînt antrenate.

Căruciorul principal are un mecanism de ridicarc cu sarcină de ridicare de 4500 kN şi un mecanism de deplasare care antrenează două dintre cele opt roţi ale căruciorului.

Căruciorul auxiliar este dotat cu două mecanisme de ridicare, unul puternic, de 900 kN şi unul rapid, de mai mică capacitate, de 150 kN şi un mecanism de deplasare.

Caracteristicile tehnice ale podurilor rulante de turnare sînt date în tabelul 4.7.

290

I

Fig. 4.44. Pod rulant de turnare 4500 + 900/160 KN: 1 — construcţie metalică; 2 — boghiuri de deplasare; 3 — mecanism de deplasare a podului; 4 — cabina; 5 — cărucior principal; 6 — mecanism de ridicare principal; 7 — traversă cu cîrlige; 8 — mecanism de de-plasare cărucior principal; 9 —calea de rulare a căruciorului; 10 — cărucior auxiliar; 11 — mecanism de ridicare cîrlig mare; 12 — mecanism de ridicare cîrlig mic; 13 — mecanism de deplasare cărucior auxiliar.

Tabelul 4.7

Capacitatea podului rulant , kN

Caracteristica podului o 0 «o cT 01

+ o m O '-t K§ TW UI

+ o IO o S t « c-

+ <= io O — s =

1 iri en r-

+ o O — ° o o T C\

+ o O —

vo r~

1 2 3 4 5 6 7

"3

o

o .

(D 0 ÎS cn o 3 O U

S T3

Viteza de ridicare, m/min înălţimea de ridicare, m Numărul ramurilor de cablu Raportul de transmitere Puterea, kW Turaţia, rot/min

6 26 16

108,6 75

490

4 13 24

108,6 75

490

2,7 16 36

108,6 75

490

2 15 48

118,5 78

490

2,1 18 48

115,4 106 425

1,7

150 425

o • •H o 3 O

>cS O

<D r* » s in w

s 8* u X)

Viteza de deplasare, m/min. Masa căruciorului, t Raport de transmitere Diametrul roţii de rulare, mm Puterea, kW Turaţia motorului, rot/min

31,5 72,7 70,5 700 33,5 805

31,5 85

70,5 700 33,5 805

25 99

70,5 700 33,5 805

27,6 133,85

43,9 700

33,5 550

20 196,6 78,8 800

33 630

20

117 1000

33 630

(-< .ă 'y, 3 OS VH O O 3

a) u a

(fi

H ^ ai c<J o o

© •o

Viteza de ridicare, m/min înălţimea de ridicare, m Numărul de ramuri în palan Raportul de transmitere Puterea, kW Turaţia motorului, rot/min

—

7,5 20—30

8 58,8

82 510

5 20 12

58,8 82

510

4,5 20 12 58,4 85

455

4 22 12

58,4 85

455

4 22 12

58,4 85

455

>3 o Viteza de ridicare, m/min 7,5 15 15 15 15 15

.s "3 3 (S

a s m £ î-4 a a " i -S s ă § c

înălţimea de ridicare, m Numărul de ramuri, în palan Raportul de transmitere, Puterea, kW Turaţia motorului, rot/min,

28 6

64,4

43 765

20 6

64,4 43

765

20 6

64,4 43

765

20 6

37 545

20 6

37 545

20 6

37 545

M .2 O 3 â o

V

a s 1 s • s t " 1 T3

§ o -O

Viteza de deplasare, m/min Masa căruciorului, t Raport de transmitere Diametrul roţilor de rulare mm Puterea, kW Turaţia motorului, rot/min

45 12,2 43,3 5,50 11,5

1 130 • • .:

45 26,6 43,3 550 11,5

1 130

45 27,9 43,3 550 11,5

1 130

32 27,9 39,65 550

9 735

32 33,5

39,65 550

9 735

32 33,5 39,65

550 9

735

292


1 2 3 4 5 6 7

Masa podului rulant, (L = 22 m), t 241 284 318 366,4 506,2 —

Mecanismul Viteza de deplasare, m/min 80 80 63 67 61,5 65 de deplasare Raportul de transmisie 24 24 24 19,45 34,9 29,9

al podului Diametrul rotii de rulare, mm 700 700 700 800 900 900 al podului Puterea, kW 50 59 59 61 32 50 Turaţia motorului, rot/min 640 585 585 520 760 520

în fig. 4.45 se prezintă căruciorul principal al podului rulant de 4500 kN. Căruciorul cuprinde un mecanism de ridicare cu două palane duble, cîte unul pentru fiecare extremitate a traversei cu cîrlige şi un mecanism de deplasare. Mecanismul de ridicare este cu dublă antrenare, cuplată.

Specific acestor poduri rulante este faptul că circulaţia căruciorului auxiliar se face pe căi de rulare interioare celor ale căruciorului principal.

Calculele mecanismelor podului rulant de turnare sînt clasice, nepunînd probleme deosebite [12, 13, 14].

4.5.2. Maşini de turnare la sol

Aceste maşini se folosesc acolo unde, din anumite motive, nu se pot monta poduri rulante de capacitate mare pentru executarea manevrelor necesare în vederea operaţiei de turnare a oţelului, iar montarea ansamblelor de tur-nare a oţelului, iar montarea ansamblelor de turnare se execută în canale.

Maşina cuprinde următoarele părţi principale (fig. 4.46); şasiul 1 pe care se află montată platforma rotitoare la capătul căreia se află amplasată oala de turnare. Avînd în vedere operaţiile ce trebuie executate de către maşina de turnare, centrarea oalei prin deplasarea longitudinală şi rotirea platformei, bascularea oalei, mecanismele maşinii sînt: mecanismul de basculare, meca-nismul de rotire a platformei şi mecanismul de deplasare. Maşinile de turnare se folosesc pentru oale de turnare cu capacităţi de 800 ...1200 kN.

4.5.3. Utilaje de stripare a lingourilor

Variante de stripare. După solidificare lingourile trebuie rapid eliberate din lingotiere, spre a putea fi expediate în stare cît mai caldă spre sectorul laminare. Eliberarea lingoului din lingotiere se face cu utilaje specializate care pot fi poduri rulante de stripare sau maşini staţionare de stripare.

293

Fig. 4.45. Cărucior principal al podului rulant de turnare 4500/900/160 kN: 7 — cadrul căruciorului; 2 — boghiu! căruciorului; 3 — motorul mecanismului de deplasare; 4 — frînă; 5 — reductor; 6 — motorul mecanismului de ridicare; 7 — frînă; 8 — reductor; 9 — angrenaj; 10 — tambur de cablu; 11 — rolele de egalizare superioare ale palanului; 12 — rolele de abatere inferioare ale palanului; 13 — traversa; 14 — cîrlige; 75 — dispozitiv de egalizare cu pîrghie; 16 — limitator de cursă a traversei; 17 — culegătorii de curent transversali; 18 — pod; 19 — că-

rucior auxiliar; 20 — grinzi principale; 21 grinzile interioare ale podului.

Procesul de stripare (efectuat cu ajutorul podurilor rulante striper) depinde de tipul de lingotieră în care s-a efectuat turnarea, direct conică sau invers conică. în cazul lingourilor direct conice striparea comportă trei

ii

Fig. 4.46. Maşina de tnrnare la sol: 1 — şasiul maşinii; 2 — portalul maşinii; 3 — oaîă de turnare; 4 — canal; 5 — mecanis-mul de basculare a oalei; 6 — mecanismul de rotire a portalului; 7 — mecanismul de de-plasare a maşinii; 8 — motorul mecanismului de basculare a oalei; 9 — reductor melc roată melcată; 10 — angrenaj conic; 11 — fusul oalei de turnare; 12 — motorul mecanismului de rotire a portalului; 13 — reductor melc roată melcată; 14 — pinion de atac; 15 — co-roană dinţată; 16 — pivot; 17 — role de sprijin şi rulare; 18 — motorul mecanismului de deplasare; 19 — reductor; 20 — angrenaj; 21 — roată de rulare; 22 — şină de rulare.

faze: faza I (v. fig. 4.47, a) prinderea lingotierei; faza II- ridicarea lingotierei; faza III — ridicarea lingoului; în cazul lingotierelor invers conice sînt necesare două faze (fig. 4.47, b): faza I — des-prinderea maselotei, faza II — desprin-derea lingoului.

Forţa de stripare a utilajului (forţa pistonului de stripare) se calculează cu relaţia empirică [11].

Fs = 750 + 10-G [kN\ (4.123)

în care G este greutatea lingoului, în kN.

4.5.3.1. Pod rulant de stripare

Podul rulant striper este dotat cu un cărucior specializat care poartă o coloană verticală în interiorul căreia se deplasează mecanismul de stripaj com-pus dintr-un cleşte mic, două braţe pen-tru scoaterea lingourilor cu maselotă şi

295

1 I I

a

Fig. 4.47. Schema procesului de stripare: a — a lingourilor direct-conice; 6 — a lingourilor

invers conice; 7 — vagonet de turnare; 2 — lingotieră; 3 — lingou; 4 — piston; 5 — cleşte mari; 6 — cleşte mici;

7 — maselotieră.

un piston pentru scoaterea lingotierelor direct conice. Ansamblul po-dului rulant striper de 2 500—500/250 kN este prezentat în fig. 4.48, care are în componenţă: podul 7 care cuprinde mecanismul de deplasare 3 şi căruciorul specializat 4 care la partea inferioară are caja 5 şi cabina 7.

Caracteristicile tehnice ale podurilor rulante de stripare sînt date în tabelul 4.8.

Tabelul 4.8

Tipul striperului

Caracteristici Unităţ i

de măsură

o o <N ©• in

O UI o" in <N

O -IO Csj O* o to

O tf-, OJ o IO r-

o m w o IO r-

o 0 in 01 O o o T

Forţa de stripare kN 1 250 1 750 2 500 4 000

Capacitatea de ridicare: — ridicare principală — ridicare auxiliară

kW kN

100 200

250 150

500 250

750 250

înălţimea de ridicare a cleş-tilor mm 5 500 5 300 5 500 5 800

Vireza de ridicare m/min 20 16 20 20

Viteza de deplasare a căru-ciorului m/min 12,5 50 50 50

Viteza de deplasare a podului m/min 63 77 80 80

Viteza de stripaj m/min 4 2,5 3. 3

Masa totală a podului t 220 203 3 1 3 , 2 480

Puterile mecanismelor pentru: — deplasarea podului — ridicarea principală — acţionarea cleştilor — stripare — deplasarea căruciorului

kW kW kW kW kW

45 85 28 80 24

—

58 140 22

106 3 3

—

Turaţiile motoarelor pentru: — deplasarea podului — ridicarea principală — acţiunea cleştilor — stripare — deplasarea căruciorulu i

rot/min rot/min rot/min rot/min rot/min

585 588 574 584 579

—

500 575 630 425 630

—

296

a b c d e Fig. 4.48. Pod rulant striper 2500—500/250 kN:

a — extragerea lingoului din lingotieră invers conică; b — extragerea lingotierei, deci striparea lingoului turnat direct conic; c, d — preluarea şi depunerea raaselotierei; e — des-prinderea lingourilor direct conice lipite de podul de turnare;

7 — podul rulant; 2 — boghiuri de translaţie ale podului; 3 — mecanism de deplasare; 4 — cărucior specializat; 5 — caja căruciorului; 6 — mecanism de stripare cu trei operaţii;7 — cabina manevrantului.

Mecanismul de deplasare a podului. Podul realizat din construcţie metalică sudată se sprijină pe 16 roţi de rulare. Podul rulant striper este dotat cu două mecanisme de deplasare.

Lanţul cinematic al acestui mecanism cuprinde: motorul, reductorul vertical cu o singură treaptă, arborii de transmisie, angrenajele de capăt a căror roată dinţată este montată pe acelaşi ax cu roata de rulare antrenată. Prin cele două mecanisme podul rulant striper are din cele 16 roţi, patru roţi de rulare antrenate.

Căruciorul podului rulant de stripare. Căruciorul podului rulant striper este prezentat în fig. 4.49. Pe cadrul căruciorului există următoarele meca-nisme: mecanismul de ridicare, mecanismul de acţionare a cleştilor, meca-nismul de stripare şi mecanismul de deplasare.

Pe cadrul căruciorului se află montat mecanismul de stripare. în. interio-rul cajei 8 se deplasează glisiera 9 a corpului turnat, ce cuprinde organele de lucru: cleştii mari 6, cleştii mici 7 şi pistonul de stripare. Pentru lucrări auxiliare există traversa cu cîrlig şi electromagnet 5.

Mecanismul de ridicare (fig. 4.50). Acest mecanism serveşte pentru deplasarea corpului turnat cu mecanismul de stripare şi cleştii.

Antrenarea tamburului se face de către motor prin lanţul cinematic, cuplaj cu fricţiune, reductor cu două trepte, cuplaj cu dinţi, cuplaj cu clichet, angrenaj a cărei ultimă roată dinţată este montată pe tamburul de cablu. Troliul acţionează cleştii şi contragreutatea, motiv pentru care tamburul cu-prinde trei zone de înfăşurare (desfăşurare) a cablului: zona mediană pentru cablul de ridicare, zonele extreme pentru acţionarea contragreutăţilor, iar zonele intermediare pentru cablurile de acţionare a cleştilor.

Sarcina ce trebuie ridicată se calculează cu relaţia

Fr = G1 + G2 - G3 • Tj! • 7)1 [daN], (4.124)

în care: Gx, G2, Gs sînt greutăţile lingoului şi lingotierei, mecanismului de stripare şi contragreutăţii, în daN; v , v)2 — randamentele în ghidajele contra-greutăţii şi al tamburului.

Puterea necesară la ridicare este

P r = [kW], (4.125) 102 • 60

în care: vr este viteza de ridicare, în m/min; 7] — randamentul mecanismului de ridicare. Mecanismul de acţionare a cleştilor (v. fig. 4.51) realizează deschiderea şi

închiderea cleştilor mari prin acţionarea cablurilor rolelor 14 (v. fig. 4.53). Puterea motorului acestui mecanism se calculează în funcţie de timpul

de deschidere a cleştilor tdc şi de înălţime de ridicare H. Deci viteza de ridicare a cablurilor acestui mecanism este

v = — [m/s]. (4.126) ldc

298

F i g . 4 .49 . Căruciorul podului r u l a n t de s t r i p a r e : 7 — mecanismul de ridicare; 2 — mecanismul de acţionare a cleştilor; 3 — mecanismul de stripare; d — mecanism de deplasare; 5 — electromagnet; 6 — cleşti mari; 7 — cleşti mici; 8 — cajă; 9 — glisiera corpului turnat.

Fig. 4.50. Mecanismul de ridicare: 1 — m o t o r ; 2 — f r î n ă ; 3 — c u p l a j ; 4 — reductor cu două t repte ; 5 — c u p l a j ; 6 — cupla j cu clichetţ , 7 — a n g r e n a j ; 8 — t a m b u r ; 9 — t ro l iu ; 10 — t r a v e r s ă ; 11 — acţ ionarea c leşt i lor ; 12 — ac ţ ionarea

contragreutăţi i .

7 W '

7*7< / /

A V

4

& Si ' ' "' i V T ^ H - J .

F i g . 4 .51 . M e c a n i s m u l de a c ţ i o n a r e a c leş t i lor : 7 - m o t o r ; 2 - f r î n a ; 3 - redactor melc-roată melcată; 4 - manivelă; 5 - bielă;

g - pîrghie cotită; 7 - cablu.

Pîrghiile oscilante de suspendare a mecanismului de stripare au rolul de a încărca cablurile cu sarcini invers proporţionale cu braţele lor. Avînd în vedere modul de acţiune al forţelor asupra pîrghiilor oscilante, prezentat

în fig. 4.52, rezultă că forţa de tracţiune pentru acţionarea cleştilor va fi

Tc= Gl + — [daN], (4.127) 2 a + b

Această forţă acţionează pe fiecare pîrghie oscilantă, mecanismul acţionează cele două pîrghii oscilante, deci forţele din acestea se calculează cu expresia

F = 2 • Tc [daN], (4.128)

Puterea corespunzătoare va fi

P = [kW], (4.129) 102 -7)

Mecanismul de stripare. Mecanismul de stripare execută toate operaţiile necesare în

vederea stripării lingourilor. Antrenarea mecanismului se află montată pe cadrul căruciorului, compusă din motorul de antrenare, care prin reductorul melc roată-meleată (v. fig. 4.49) realizează rotirea axului patrat vertical.

Mecanismul de stripare propriu-zis este montat pe un corp special 9 (fig. 4.53) care se deplasează în ghidajele existente în caja construcţiei meta-lice. Mecanismul cuprinde cleştii mari şi mici. Cleştii mari se folosesc pentru extragerea maselotierei şi a lingotierei (la lingotiere direct conice) precum şi pentru fixarea lingotierei în cazul stripării lingoului invers conic. La 90° faţă de cleştii mari se află dispuşi cleştii mici 16 montaţi pe traversa 18.

La extremitatea lor cleştii au rolele 17 care circulă în canalele armăturii 19, în aşa fel încît prin ridicarea pistonului 8 acesta ridică traversa şi rolele 19 se vor depărta deci colţii cleştilor se vor apropia şi vor strînge capul lingoului (operaţie folosită la striparea lingourilor invers conice). Pistonul 8 serveşte în afară de acţionarea cleştilor mici şi la împingerea lingoului (capul lingou-rilor turnate direct conic), avînd în capul său un cep de presare.

Partea principală a mecanismului o reprezintă sistemul cu şurub cu care se realizează forţa de împingere. Acesta cuprinde manşonul dublu invers filetat (interior, exterior) 4, care rotindu-se în piuliţa 7 se va deplasa în spre în jos. In acelaşi timp şurubul 5 cu două începuturi se va deşuruba (deplasîn-du-se în jos) cu viteză dublă. La rotirea în sens invers mişcarea se produce în spre în sus.

Mişcarea mecanismului se realizează de la motorul electric prin reducto-rul melc-roată melcată care roteşte axul patrat şi prin acesta reductorul cu două trepte, în a cărui ultimă roată este introdusă extremitatea patrată a mecanismului manşonului dublu filetat. Ridicarea ansamblului se face prin

Fig. 4.52. Schema forţelor ce lucrează asupra pîrghiilor oscilante pentru acţionarea cleştilor mari: 7 — blocul de role de ridicare; 2 — blocul de role pentru acţionarea cleştilor; 3 — pîr-

ghie oscilantă.

302

Secţiunea A-A

Fig. 4.53. Mecanismul de stripare: 7 - ax - 2 - reductor; 3 - ax patrat; 4 - manşon dublu filetat (exterior şi interior); 5 - şurub; 6 - capul de presare- 7 - piuliţă; 8 - piston; 9 - corp turnat 10 - cleşti mari; 77 - za; 72 - pirghie oscilanta;

- tija 74,75 - blocuri de role; 16 - cleşti mici; 77 - role; 7S - traversă; 79 - armătură cu canale; 20 - cablu; 27 - arcuri; 22 - glisiere; 23 - patron de amortizare; 24 - ghidaje; 25 - caja.

blocurile de role 15, iar acţionarea cleştilor prin blocurile de role 14 legate prin tijele 13 şi zalele 77 la cleştii mari 10.

în timpul stripajului şurubul este supus la compresiune cu o forţă

Fb = F. + Gi + G2 - G3 r^l [daN] (4.130) Unghiurile elicelor filetate (interior şi exterior) sînt:

s = arc tg——— [grade], (4.131) 7T 'mi

y.e = arc tg —ţ— [grade], (4.132) 71 am2

în care: Sj = s2 = 2p (p — pasul filetului, în mm); dml, dm2 — diametre medii ale filetului interior şi exterior, în mm.

Momentul de torsiune datorat forţelor de frecare la contactul interior se calculează cu relaţia

M n B = F B d J Ş i g K + p) [daN.ml, (4.133)

în care p este unghiul de frecare. Momentul de torsiune datorită forţelor de frecare la contactul exterior

se calculează cu relaţia

MliB = Fb *** tg (ae + p) [daN.m], (4.134)

Momentul total se calculează cu relaţia

Mw = Mn + Mh [daN.m] (4.135)

Turaţia şurubului » i

ns = — [rot/minj. (4.136) 2 s

Randamentul total al mecanismului se calculează cu expresia

•1 = 'li ' • (4.136) în care: este randamentul reductorului cilindric; vj2 — randamentul an-trenării prin axul pătrat; 7)3 — randamentul reductorului melc-roată melcată, care se calculează cu expresia

^ = (4.137) tg (a + p)

în care: rjt este randamentul lagărelor; a — unghiul elicei melcului, în grade. Unghiul elicei melcului se calculează cu expresia

a = arc tg — > (4.138) ?

în care: z1 este numărul de începuturi ale melcului.

304

Puterea necesară pentru stripare se calculează cu relaţia

PB= [kW], (4.139)

Aceasta este însă puterea maximă necesară. De-a lungul unui ciclu de stripare complet se deosebesc următoarele trei etape:

— etapa A: coborîrea liberă a pistonului pe distanţa lA; — etapa B: stripajul forţat pe distanţa lB\ — etapa C: ridicarea liberă a pistonului pe distanţa

L + h-Timpii corespunzători celor trei etape vor fi:

tA = — • 60 [s], (4.140) vp

tB = — • 60 [s], (4.141) V p

t c = ± - 60 [s], (4.142) Vr, "p

în care: lA, lB, l c sînt spaţiile parcurse de piston în cele trei etape ale ciclu-lui, în m; vp — este viteza de deplasare a pistonului, în m/min.

Momentele, respectiv puterile necesare corespunzătoare celor trei etape vor fi:

Pentru etapa. A. Forţa axială ce lucrează la contactul filetelor FA apare numai datorită greutăţilor ce coboară

FA=Gi + G5 + G6 + G7 [daN], (4.143)

în care: G4, G5, G6, G7 sînt greutăţile şurubului, manşonului, arborelui patrat, cleştilor mici, în daN. i '

Momentul de tonsiune total

MTA = MtlA + Mt2A [daNm], (4.144)

MtlA = Fa ţ f tg(p - a,) [daNm], (4.145)

MtîA = Fa d f tg(p - *e) [daNm], (4.146)

Puterea necesară

p = MtAns rkW-, ,4J47)

975 •'/)

Pentru etapa B. Momentul total se calculează cu relaţia (4.135) iar puterea cu relaţia (4.139)

Pentru etapa C. Forţa axială este aceeaşi ca în etapa A(FC = FA).

305

Momentul de torsiune total

Mtc = Mnc + Mnc [daNm],

Mnc = Fc ^ tg (a, + p) [daNm],

(4.148)

(4.149)

>kW

p8

Pc Pb

M t 2 C = F c f tg(«e + P) [daNm],

t-activ Lcidu

Puterea necesară

ts 975 t)

(4.150)

(4.151)

Avînd în vedere variaţia puterii ne-cesare de-a lungul unui ciclu de stri-

Fig. 4.54. Diagrama de funcţionare a pare, prezentată în fig. 4.54 puterea me-miotorului mecanismului de stripare. die pătratică (puterea echivalentă) se va

calcula cu expresia

P. = PĂtA + PjtB + Pd'c tA+tB + tC +$tp

[kW], (4.152) ((t + P tP)

i= 1

în care p este un coeficient ce ţine seama de condiţiile de răcire ale motorului

4.5.3.2. Maşini staţionare de stripare

în afara podurilor rulante de stripare, pentru striparea lingourilor se folosesc maşinile staţionare de stripare electromecanice sau hidraulice.

Maşinile staţionare de stripare cu acţionare electromecanică au forţe de stripare'de 2 500, 4 000 şi 6 000 kN. Maşinile de stripare cu forţă de 2 500 şi 4 000 kN realizează striparea lingourilor cu mecanism cu şurub şi se utili-zează pentru lingouri de medie greutate.

în fig. 4.55 se prezintă maşina de stripare staţionară hidraulică de 10 000 kN care se compune din două mecanisme, cel de stripare şi cel de basculare a cleştilor şi dintr-o instalaţie hidraulică. în partea inferioară se află cilindrul hidraulic de stripare, iar în partea superioară cei doi cleşti masivi de fixarea lingotierei. Plungerul acţionează pistonul de stripare. Re-aducerea plungerului în poziţie iniţială se face cu doi cilindri laterali. Acţi-onarea cleştilor se face cu doi cilindri hidraulici de basculare.

306

Fig. 4.55. Maşină de stripare staţionară hidraulică: 7 — batiu; 2 — plunger; 3 — ax de legătură; 4 — culisă; 5 — cilindri de readucere a plungerului în poziţie iniţială; 6 —

cleşte; 7 — cilindri de basculare; 8 — platformă; 9 — comando-aparat; 10 — lingotieră.


1. M. I. Levin, Oborudovanie i proiectirovanie ţehov po pererabota loma. Moscova, Metal-lurghizdat, 1962.

2. F. K. Ivancencc, Pavlenco, B. A. Mehanicescoie oborudovanie staleplavilmh ţehov. Moscova, Metallurghia, 1964.

3. Popa, V. Utilizarea deşeurilor feroase şi a fierului vechi în procesele siderurgice. Metode de pregătire, realizări, tendinţe, Bucureşti, CDPT al MIM, 1957.

307

4. Spravocinic, Staleplavilnie proizvodstva. Moscova, Metallurghia, 1964. 5. Trubin, K. G. Metallurghia stali martenovskii proţes. Moscova, Metallurghia, 1961. 6. Sacs, A. Mecanisme de acţionare a convertizoarelor mari In : Iron and steel engineer, octom-

brie, 1972. 7. Vinioli, I. I. Mehanicescoie i transportnoie oborudovanie staleplavilnîh ţehov. Moscova,

Metallurghizdat, 1964. 8. Karaletian, Z. G. Macaralele uzinei TJRALMAŞ (traducere din limba rusă). Bucureşti,

IDT, 1954. 9. Segal, H. Maşini de ridicat şi transportat. Bucureşti, Editura tehnică, 1962.

10. Spivacovschi, A. D. Transportiruiuşcie maşini. Moscova, Metallurghizdat, 1963.

Capitolul 5. UTILAJELE INSTALAŢIILOR DE EXTRAGERE PIRO Şl ELECTROMETALURGICE A METALELOR NEFEROASE

5.1. Soluţii tehnice ale principalelor tipuri de instalaţii

5.1.1. Instalatii de elaborare a matei sau a metalelor brute » în cuptoare verticale

Modernizarea din ultimele două decenii a instalaţiilor de elaborare a matei şi metalelor brute în cuptoare verticale se reflectă în primul rînd în tehnica dozării, colectării şi alimentării încărcăturii sub următoarele aspecte prin-cipale: asigurarea unei încărcături multicomponente, omogenizată chimic şi granulometric şi dozată gravimetric; satisfacerea productivităţii ridicate a agregatelor de elaborare şi asigurarea etanşării acestora la partea superioară; îmbunătăţirea randamentului termic al agregatelor prin alimentarea cu aglo-merat cald şi cocs preîncălzit.

Soluţiile tehnice ale instalaţiilor de colectare, dozare şi încărcare sînt în general în flux continuu: dozare volumetrică cu dozatoare vibratoare (v. cap. 1, paragraful 1.4), dozare gravimetrică cu pîlnii cîntar (v. cap. 3, paragraful 3), colectare cu transportoare cu bandă sau cu plăci şi încărcare cu transportoare cu bandă; în flux discontinuu: dozare volumetrică cu dozatoare vibratoare, dozare gravimetrică cu pîlnii cîntar, colectare cu transfercar cu bene şi încăr-care cu cărucior tehnologic specializat; în flux mixt', dozare şi colectare în flux continuu, încărcare cu elevatoare cu skipuri. Prima şi ultima soluţie sînt asemănătoare principial cu cele utilizate la instalaţiile de furnale (v. cap. 3). Cea de-a doua soluţie, utilizată şi în ţara noastră este larg răspîndită, ea asigurîndlao complexitate medie a utilajelor, omogenizarea încărcăturii, alimentarea cocsului preîncălzit şi etanşarea la partea superioară.

Evacuarea matei sau a metalelor brute se efectuează în oale, cu utilaje de transport uzinale, în funcţie de distanţa de transport (poduri rulante, telefere, vagoane port-oală [18, 19, 20]). Metalele brute se toarnă (uneori se şi rafinează) pe utilaje amplasate în cadrul instalaţiei de elaborare.

Pentru desprăfuirea gazelor se utilizează instalaţii uscate (cicloane-filtr-u electric), umede si mai rar mixte [9, 10, 13],

în fig. 5.1 se prezintă amplasarea schematică a utilajelor într-o insta-laţie de elaborare a plumbului şi zincului în cuptor vertical, care ilustrează cele de mai sus în cazul cel mai complex al alimentării cocsului preîncălzit şi aglomeratului cald [3, 41. Subansamblul (instalaţia) de colectare şi dozare a

309

Fig. 5.1. Schema tehnologică a instalaţiei de colectare, dozare şi alimentare a încărcăturii în cuptoare verticale: 7 — buncăre de var; 2 — elevator cu skip; 3 — alimentator cu bandă; 4 — pîlnii cîntar; 5 — buncăre de cocs rece; 6 — alimentator-ciur vibra-tor; 7 — buncăr de cocs mărunt; 8 — preîncălzitoare de cocs; 9 — alimentator vibrator; 10 — buncăre de aglomerat; 77 — transfercar cu oale de încărcare; 12 — macara de încărcare; 13 — cuptor vertical; 14 — condensator; 15 — hornul condensatorului; 16 — baie de separare; 77 — baie de zinc; 18 — jgheaburi de plumb răcite; 19 — antecreuzet; 20 — dispozitiv de alimentare; 21 — pompă de plumb; 22 — agitator; 23 — extractor elicoidal pentru scoarţe; 24 — supapă; 25 — coş de eşapare; 26 — oală de zinc; 27 — turn de spălare a gazelor; 28 — dezinte-grator ; 29 — separator de picături; 30 — colector de nămol cu transportor cu răzuitoare; 31 — pompă; 32 — ventilator; 33 — preîncălzitor colector de aer; 34 — suflante; 35 — cuptor de menţinere; 36 — maşină de turnare a zincului; 37 — bazin de granulare; 38 — cărucior pentru scoarţe; 39 — culbutor rotitor; 40 — pîlnie de evacuare; 41 — alimentator vibrator; 42 — moară cu impact; 43 — elevator cu cupe; 44 — ciur vi-

brator; 45 — buncăr pentru scoarţe fine; 46 — condiţionator; 47 — transportor cu bandă.

încărcăturii şi de alimentare a cuptorului vertical, în varianta în flux discon-tinuu, este detaliată în fig. 5.2 ... fig. 5.4.

Instalaţia de colectare, dozare şi alimentare a încărcăturii se dimensio-nează la productivitatea [v. şi cap. 3, relaţia (3.1)]

Gt = KnGM [t/h], (5.1) i—l

unde: GM este producţia orară maximă de mată sau de metale brute, în t/h; qi — consumuri specifice, în t/t mată sau metale brute.

Pentru instalaţia de elaborare a plumbului şi zincului, la un raport uzual GzJGpb =1 ,3 ... 1,4, consumurile specifice medii de materii prime sînt: aglomerat autofondant: 1,8 ... 2,0 t/t de metale brute; cocs 0,8 ... 1,0 t/t; var pentru corectarea zgurii: 0,01 t/t. Producţia specifică a cuptoarelor este în medie de 7 ... 10 t metale brute/m2. 24 h.

Capacităţile utilajelor instalaţiei de colectare, dozare şi alimentare a încărcăturii se stabilesc ţinîndu-se seama de fluxul instalaţiei (continuu, dis-continuu, mixt) şi de tipul utilajelor. în cazul instalaţiei cu flux discontinuu, durata maximă admisibilă a ciclului instalaţiei este

tca = 2 ^ - 3 600 [s], (5.2)

unde: Gti0 este greutatea totală de încărcătură dintr-o benă, (alimentare uzuală cu două bene simultan).

Instalaţia trebuie să satisfacă condiţia

tec < tea, (5-3) unde: tcc este durata reală a ciclului, determinată în principal de transfercar şi căruciorul tehnologic de alimentare.

Condiţia (5.3) trebuie satisfăcută la un anumit volum al benei de ali-mentare, Vb, care se alege, în funcţie de mărimea cuptorului în limitele 1,0 ... 2,5 m3. Orientativ, se poate adopta volumul specific de 0,12 ... 0,14 m3/m2

de suprafaţă a cuptorului de elaborare. Din aceste condiţii rezultă capaci-tatea masică a benei (cpu c^ 0,8)

w

G»o = ? A — W- (5.4)

i= 1

Masele de materiale dozate în benă trebuie să respecte proporţia din încărcătura cuptorului; ele se stabilesc cu relaţia generală

Gio = Gito [t] (5.5) X>< i=l

şi determină capacităţile pîlniilor-cîntar de dozare.

311

F i g . 5 .2 . I n s t a l a ţ i a de co lec tare , d o z a r e şi a l i m e n t a r e a încărcă tur i i în c u p t o a r e ver t i ca le , vedere în

p l a n : 7 — buncăre de var; 2 — elevator cu skip; 3 — alimentator cu bandă; 4 — pîlnii cintar; 5 şi 6 — buncăre de cocs rece şi alimentator-ciur vibrator; 7 — buncăr de cocs mărunt; 8 — preîncălzitoare de cocs; 9 — alimentator vibrator; 10 — buncăre de aglomerat; 7 7 — transfercar cu oale de încărcare; 7 2 — cărucior de încărcare; 13 — cuptor \ vertical; 14 — condensator ; 75, 16 — transportoare cu bandă pentru alimentarea din depozit a cocsului; 77 — pîlnie pentru descărcarea varului; 18 — calea de rulare a transfercarului; 19 — pod

rulant.

Secţiunea A-Â

taidJiL

F i g . 5 .3 . I n s t a l a ţ i a de co lec tare , dozare şi a l i m e n t a r e a î n c ă r c ă t u r i i , s e c ţ i u n e l o n g i t u d i n a l ă ( incluzînd s e c ţ i u n e a A — A ; v . f ig . 5 . 2 ) : 20 — transportor cu plăci de alimentare a aglomeratului cald; 27 — turn (caje) de ghidare a oalelor; 22 — oale de încărcare; 23 — calea de rulare a căruciorului de ali-

mentare. (Celelalte notaţii au aceeaşi semnificaţie ca în fig. 5.2).

Secţiunea B-B. F i g . 5 . 4 . I n s t a l a ţ i a de c o l e c t a r e şi dozare a î n c ă r c ă t u r i i , s e c ţ i u n e B—B

(v. f ig . 5 . 2 ) : 24 — pîlnie intermediară cu închizător; 25 — pîlnii bilaterale de alimentare a cocsului; 26 — dis-pozitiv de alimentare cu con ; 27 — mecanism de acţionare; 28 — extractor de cocs cald; 29 — ca-mera de ardere a preîncălzitorului; 30 — scrubăr (Celelalte notaţii au aceeaşi semnificaţie ca în

fig. 5.2 şi 5.3).

Debitele utilajelor din amonte de pîlnia-cîntar rezultă, în principiu, din condiţia de alimentare a maselor Gi0 într-un timp maxim tcc, practic tccj2. Numărul de buncăre se determină cu o relaţie asemănătoare cu cea dată în lucrarea [3] (v. cap. 3).

Liniile de evacuare a matei şi metalelor brute se dimensionează la de-bitul GM, iar cele de evacuare a zgurei sau a altor produse secundare în funcţie de producţiile specifice (t/t de mată sau metal brut), care variază în funcţie de tipul procesului de topire. Instalaţiile de desprăfuire a gazelor se calcu-lează [9, 10, 14] la debitul specific de gaze (m3/t de produs), de asemenea variabil cu tipul procesului de topire.

Pentru instalaţiile de elaborare a plumbului şi zincului în cuptor vertical se pot adopta următoarele producţii specifice medii: zgură 0,20 ... 0,25 t/t me-tale, mată 0,06 ... 0,08 t/t metale; speis 0,004 ... 0,005 t/t metale.

5.1.2. Instalaţia de elaborare a matei în cuptoare cu vatră

Instalaţia are structurile uzuale din fig. 5.5. Dozarea şi colectarea încăr-căturii se realizează în instalaţii similare ca cele pentru încărcătura cuptoa-relor verticale, uzual în flux continuu (fig. 5.5, a); în cazul alimentării directe a prăjitului din instalaţiile de prăjire în strat fluidizat sînt necesare numai buncăre tampon de alimentare (fig. 5.5, b). Alimentarea cuptoarelor se rea-lizează aproape exclusiv cu transportoare cu răzuitoare, prin jgheaburi închise distribuite uniform în bolta cuptoarelor cu vatră, renunţîndu-se la alte soluţii ca vagonete autodescărcătoare etc.

Instalatia de alimentare se calculează la debitul de încărcătură (KN ~ 1,1... 1,3)

G( = KnGmatl{qn + qc2 + qC3) [t/h], (5.6) în care: Gmat.h este necesarul orar de mată; qcl, qc2, qC3 — consumurile speci-fice de concentrat cupros, cuart si calcar, în t/t de mată (qcx = 2,0 ... 2,5 t/t; qC2 = 0,4 ... 0,6 t/t; qc3 = 0,1 :..'o,3 t/t).

în cazul alimentării direct cu prăjit, consumul specific mediu de prăjit este de cca 3 t/t mată.

5.1.3. Instalatii de convertizare a matei »

Instalaţia de convertizare a matei cuproase la cupru brut are structurile din fig. 5.6, cu amplasarea convertizoarelor în serie sau în paralel. Mecani-zarea instalaţiei se realizează cu macarale de turnare, pentru alimentarea ma-tei şi evacuarea cuprului brut şi zgurei. Se utilizează maşini speciale, uzual pneumatice, pentru alimentarea fondanţilor.

Macaralele de deservire a instalaţiei se calculează la productivitatea necesară

Gmn = Gm + Gc + G; + Gf [t/h], (5.7)

315

F i g . 5 .5 . Soluţ i i c o n s t r u c t i v e ale ins ta la ţ ie i de a l i m e n t a r e a î n c ă r c ă t u r i i în cuptoare le cu v a t r ă de e laborare a m a t e i de cupru, cu f o r m a r e a î n c ă r c ă t u r i i [a) şi d i rec t de l a

p r ă j i r e (b): 7 — transportoare cu bandă de alimentare; 2 — buncăre de concentrat şi fondanţi; 3 — alimentatoare şi doza-toare gravimetrice; 4 — transportor colector; 5 — amestecător; 6 — transportor de distribuţie; 7 — buncăre tampon de încărcătură; 8 — cuptor cu vatră; 9 — transportor cu răzuitoare; 10 — jgheaburi de alimentare; 77 — instalaţie de desprăfuire a gazelor; 72 — pod rulant pentru oale de mată; 13 — telefer pentru oale de zgură; 14 — cuptor de prăjire în strat fluidizat; 15 — ciclon; 16 — răcitor de gaze (preîncălzitor de aer pentru

cuptorul de topire); 77 — transportor cu bandă metalică.

unde: GM, Gc, Gz, Gp sînt respectiv consumul de mată, producţia de cupru brut, producţia de zgură şi consumul de fondant (cuarţ) în t/h.

In această relaţie, debitul Gc rezultă în funcţie de necesităţile uzinei, iar celelalte debite se stabilesc pe baza consumurilor sepcifice medii: mata —

,8

Y X t

Cupru Cupru lingouri blocuri

Cupru _ (blocuri)

Zgura

Maia Fondanti

0

y /

h* A Fondanti

^ Cupru ^(lingouri)

J 13 -Zgura

Mată

b 5

F i g . 5 .6 . I n s t a l a ţ i e de c o n v e r t i z a r e cu a m p l a s a r e a conver t izoare lor în ser ie (a) şi în p a r a l e l (6 ) :

7 — convertizor; 2 — mecanism de sprijin, basculare şi centrare; 3 — instalaţie de alimentare cu aer: 4 — transportor de alimentare cu cuarţ; 5 — buncăre de cuarţ; 6 — pod rulant de alimentare cu oale de mată; 7 — suflante; 8 — macara de deservire a instalaţiei; 9 — cuptor de menţinere; 10 — maşină de turnare; 77 — suprafaţă de turnare în lingouri; 12 — macara de turnare; 13 — telefer pentru evacuarea

oalelor de zgură.

—3,0 ... 3,5 t/t cupru brut; fondant 1,0 t/t şi a producţiei specifice de zgură de 1,0 ... 1,5 t/t.

în condiţii date (capacităţile oalelor de mată, cupru brut şi zgură, pro-ductivitatea maşinii de alimentare cu fondanţi, structura ciclurilor), ele realizează productivitatea

60 £ Ţ * [t/h], (5.8)

317

unde: Gui sînt sarcinile utile pe ciclu, în t (capacităţile de mată, cupru brut, zgură, fondant); tci — duratele ciclurilor respective, în min, rezultînd numă-rul de utilaje necesare

nm = Şs» + 1 (rezervă, la nm > 2 ... 3). (5.9) Gmr

Calculul se mai poate efectua şi pornind de la numărul de converti-zoare nc şi durata de convertizare ts. în acest caz, timpul de deservire a unui convertizor este

tac - £ lci " tam + tac + tec + tei [min], (5.10) i— 1

unde: tam, tac, tec, tez sînt respectiv timpii necesari pentru alimentarea matei, alimentarea cuarţului, evacuarea cuprului brut şi evacuarea zgurei la un con-vertizor, în min, şi rezultă numărul de utilaje necesare

\ = + i. (5.11) ts Macaralele de deservire a convertizoarelor sînt de tipul macaralelor de

turnare utilizate în oţelării (v. cap. 4). Linia de alimentare cu cuarţ se calculează la debitul Gc, iar maşinile de

alimentare a acestuia în convertizoare ţinînd seama de consumul respectiv şi de timpul de alimentare în convertizor.

5.1.4. Instalaţii de extragere a aluminiului prin electroliza aluminei cu anozi precopţi

în fig. 5.7 se prezintă vederea în plan, schematică şi o secţiune caracte-ristică printr-o instalaţie de electroliză a aluminei într-una din variantele moderne ale acestei instalaţii [12, 13]. Cuvele de electroliză 7 sînt amplasate pe două rînduri şi sînt legate electric în serie, fiind alimentate de la staţiile de redresoare 22, amplasate de regulă la un capăt al halei.

Structura instalaţiei este determinată de soluţiile de mecanizare a ope-raţiilor principale de deservire a cuvelor. O soluţie modernă, ilustrată în figură, o constituie concentrarea tuturor utilajelor de deservire pe maşina tehno-logică suspendată 2, renunţîndu-se la soluţia cu utilaje individuale deplasabile la sol. Cu toate că aceste maşini sînt complexe şi scumpe, ele prezintă avan-taje indiscutabile faţă de mijloacele de mecanizare la sol: reducerea supra-feţei halelor; circulaţie minimă de utilaje şi persoane în acestea; mecanizarea tuturor operaţiilor grele; concentrare maximă spaţială şi funcţională a utila-jelor; reducerea personalului de deservire; îmbunătăţirea condiţiilor de lucru. Trebuie menţionată şi o altă soluţie, de concentrare a utilajelor de deservire a cuvelor pe una sau mai multe construcţii portal de deschidere mică, rulante la sol, deservind separat fiecare rînd de cuve.

318

Fig. 5.7. Instalaţie de elaborare a aluminiului prin electroliza aluminei: 7 — cuve de electroliză; 2 — maşini tehnologice de deservire; 3 — electrocare cu oale de aluminiu; 4 — electrocare cu buncăre pentru săruri de fluor; 5 — electrocare pentru anozi; 6 — buncăr de alumină; 7 — autocisternă; 8 — priză de aer comprimat; 9 — conductă de alimentare a buncărului; 10 — conducte de fluidizare; 77 — con-ducte de evacuare; 12 — filtru; 13 — jgheab de alimentare mobil; 14 — buncărul maşinii; 15 — exhaustor; 16 — scrubere; 77 — conductă de alimentare cu soluţie proaspătă de defluorizare; 18— conductă de evacuare a soluţiei saturate; 19 — conductă colectoare; 20 — instalaţie de recuperare a sărurilor de fluor; 21 — staţie de

ventilatoare; 22 — staţie de redresoare.

Alimentarea aluminei se realizează pe traseu complet închis, pentru a evita pierderile, prin transport pneumatic, din autocisternele 7 de transport de la depozitul uzinal, în buncărul de zi 6 şi în buncărele maşinilor tehno-logice. Celelalte materii prime, precum şi anozii, se alimentează cu electrocare, care circulă pe platforma dintre celule.

Colectarea aluminiului din cuve se realizează în oale etanşe, lucrînd sub depresiune, din care metalul este transvazat în oale obişnuite, de capacitate mai mare, evacuate din instalaţie cu electrocare.

O problemă deosebită a acestor instalaţii o constituie ventilaţia şi defluo-rizarea gazelor, în scopul asigurării unor condiţii normale de muncă şi recu-perării fluorului sub formă de criolit. Aerul alimentat de la staţia de ventila-toare 21 se distribuie uniform pe perimetrul fiecărei cuve, realizînd o ventilare jos-sus şi antrenînd gazele anodice; defluorizarea se realizează în scruberele 16, amplasate în podul tehnic al halei, soluţia obţinută fiind pompată în insta-laţiile de regenerare a sărurilor de fluor 20.

O variantă a instalaţiei (fig. 5.8) prezintă faţă de cea precedentă urmă-toarele particularităţi: instalaţia nu mai este compusă din două hale adia-cente ci din hale independente dotate cu toate funcţiunile necesare; ampla-sarea maşinilor de deservire a cuvelor pe două deschideri (deservire indepen-dentă a fiecărui rînd de cuve), ceea ce conduce la micşorarea deschiderii con-strucţiilor tip pod; utilizarea scruberelor cu cameră de spălare verticală, am-plasate central, pe axa instalaţiei, cu aspirare bilaterală a gazelor; ampla-sarea centrală, pe axa halei, a buncărelor de alumină, care alimentează maşinile adiacente. Această soluţie prezintă atît avantaje funcţionale (inde-pendenţă în deservirea fiecărui rînd de cuve, ventilare mai bună a halei, traseu mai scurt de alimentare cu alumină), cît şi constructive (reducerea înălţimii şi greutăţii halei, a deschiderii podurilor etc.).

Considerînd producţia necesară anuală de aluminiu GAla [t/an] şi produc-ţia medie orară a unei cuve de electroliză Gc [kg/h] (în medie 20 ... 22 kg/h) se determină numărul de cuve necesare cu relaţia

n = . 103 (5.12) G„( 1 — Kr) 365 x 24

unde: Kr este coeficientul de întreruperi pentru reparaţii; Kr — 0,02 (cu-vele se repară odată la patru ani, durata întreruperii fiind în medie de 30 de zile).

Debitele necesare de materii prime se stabilesc pe baza consumurilor spe-cifice medii: 1,7... 1,9 t alumină/t aluminiu; 45 ... 55 kg criolit/t; 7 ,5. . . ... 13,5 kg fluoruri (total)/t; anozi 0,4 ...0,5 t anozi precopţi/t. Buncărele de zi de alumină se dimensionează pentru o rezervă de 2 ... 3 zile, avînd uzual capacitatea de 250 ... 30 t alumină.

Maşinile de deservire a cuvelor au durata ciclului de operaţii efectuate în 24 ore la o cuvă

tcm = K(tr + + tsa + ts) [min/24 h], (5.13) unde: ks este coeficient de operaţii suplimentare (deplasări, timpi morţi etc.) {k, ~ 1,15 ... 1,20); tr — timpul de recoltare a aluminiului, în min [tr = = 5 min (o recoltare de 10 min la 48 h)]; ta — timpul de alimentare a buncă-

320

relor proprii cu alumină, în min[tf0 = 20 min (o alimentare de 10 min la 12 h)] tsa — timpul de spargere a crustei şi alimentare a cuvelor cu alumină, înmin[tfsa= = 20 min (o operaţie de 10 min la 12 h)]; ts — timpul de schimbare a anozi-lor, în min(£s 5 min, rezultînd în medie tcm ca 60 min/24 h).

Fig. 5.8. Instalaţie de elaborare a aluminiului prin electroliza aluminei (variantă) (Notaţiile au aceeaşi semnificaţie ca în fig. 5.7).

Din aceste relaţii rezultă numărul de maşini necesare nm pentru instala-ţia

124 x 60 + 1, (5.14)

321

rezultînd în medie

+ 1, (5.15) 24 . . . 2 5

deci o maşină la 24 ... 25 cuve de electroliză. In fig. 5.9 se prezintă schema instalaţiei de fabricare a anozilor precopţi

necesari electrolizei aluminei. Instalaţia are o structură complexă şi cuprinde următoarele subansam-

bluri principale: depozitul de materii prime, inclusiv sfărîmarea acestora; subansamblul de fabricare a anozilor cruzi, cu flux dezvoltat uzual pe verti-cală (turnul de pastă); subansamblul de coacere a anozilor; subansamblul de finisare a anozilor (vopsire cu aluminiu şi montarea tijelor anodice).

Dezvoltarea fluxului tehnologic pe verticală are drept consecinţă redu-i in ea suprafeţei instalaţiei şi realizarea gravitaţională a transportului compo-nenţilor pastei de anozi, prin jgheaburi închise de comunicaţie între utilaje. Transportul anozilor cruzi şi copţi se realizează cu căi cu role acţionate sau gravitaţionale (în pantă), în ultimul caz fiind necesare elevatoare cu plat-formă între tronsoanele de căi cu role. Fluxul întregii instalaţii este continuu, realizîndu-se cu transportoare continue (cu bandă, cu elevatoare cu cupe, elicoidale). Dozarea gravimetrică se realizează cu dozatoare cu bandă sau vibratoare. Barele de anozi sînt hidraulice, renunţîndu-se la cele mecanice. Pentru deservirea celulelor de coacere a anozilor se utilizează maşini tehnolo-gice speciale care concentrează pe căruciorul tehnologic toate utilajele şi me-canismele necesare. Amestecarea pastei se efectuează cu amestecătoare uzuai continue, mai rar discontinue, iar răcirea acesteia pe transportoare răcitoare.

5.2. Utilaje ele colectare, dozare şi alimentare a încărcăturii în cuptoare verticale

5.2.1. Transfercar de colectare a încărcăturii

Transfercarul pentru oale de încărcare are construcţia generală din fig. 5.10. Construcţia metalică (şasiul) este realizat din profile de OL 37 asam-blate prin sudură. Posturile pentru oale sînt constituite din construcţiile metalice de bază 10, montate elastic la şasiu prin arcurile 77. Pe aceşti suporţi se montează platformele rotitoare 12 cu ghidajele 13 pentru oale, fiecare platformă fiind constituită din inelul de rulare 14, realizat din platbande sudate şi prevăzute cu patru role conice de rulare şi corpul central 75, prin intermediul căruia se realizează acţionarea. Mecanismul de deplasare se rea-lizează în două variante: fie soluţia uzuală, de acţionare a uneia sau a ambelor axe de rulare, fie soluţia din figură, care constă dintr-un grup de acţionare montat central (3, 4, 5), care acţionează pinionul 7 de atac al cremalierei fixe 8. Mecanismele de rotire a platformelor, de regulă individuale, la fiecare plat-formă, constau din motoarele 16 şi reductoarele melc-roată melcată 77, care

322

Fig. 5.9. Instalaţie de fabricare a anozilor precopţi (a) şi secţiune verticală schematică prin turnul de pastă (b): I — depozit; II — depozit de zi; III — turnul de pastă; IV — sub-ansamblul de presare a anozilor; V — depozit tampon; VI — subansam-blul de coacere a anozilor; VII — depozit tampon; VIII — subansamblul

de finisare a anozilor; 7 — cale ferată; 2 — celule; 3 — pod rulant; 4,5,7 — buncăre; 6 — transportor; 8,9 — elevatoare cu cupe; 10 — ciururi cu mai multe site; 77 — buncăre de cernut; 72 — dozatoare cu bandă; 13 — amestecător colector cu melc; 14 — buncăr de refuz; 15 — transportor cu bandă; 16 — baterie de buncăre; 77 —moară; 18 — dozator cu bandă; 19 — amestecător încălzitor; 20,21 — amestecător de pastă; 22 — buncăre tampon; 23 — prese; 24 — maşină tehnologică de deservire a celulelor de coacere a anozilor; 25 — celule de coacere; 26 — instalaţie de asam-

blare a anozilor.

acţionează axele verticale 18; acestea acţionează corpurile centrale 75, soli-dare cu inelele 74 ale platformelor.

Mecanismul de deplasare şi detaliul de montare a pinionului de atac sînt prezentate în fig. 5.11 şi 5.12. Axul vertical al pinionului de atac se roteşte în lagărul 7 cu rulment oscilant montat în construcţia metalică 2 a mecanis-

323

Fig. 5.10. Construcţia transfercarului: 7 — şasiu; 2 — trenuri de rulare; 3 — motorul mecanismului de deplasare; 4,5 — reductoare; 6 — ax vertical; 7 — pinion; 8 — cremalieră; 9 — role de ghidare; 10 — suporţii platformelor; 77 — resoarte; 12 — platforme rotitoare; 13 — ghidaje pentru oale; 14 — inel de rulare; 15 — corp central; 16 — motoarele mecanismelor de rotire; 77 — reductoare; 18 — axe vertica-

le; 19 — colector de curent.

mului de deplasare (v. fig. 5.12). Cremaliera este realizată din tronsoane cu lungimea 1 500...2 000 mm. Pentru ghidarea transversală a utilajului, în scopul asigurării unei angrenări corecte pinion-cremalieră, servesc rolele de ghidare 10, montate prin bucşe de bronz pe axe fixe, cu posibilitate de reglare a jocului rolă-şină (v. fig. 5.11).

Detaliul mecanismului de rotire (fig. 5.13 şi fig. 5.14) pune în evidenţă construcţia platformei rotitoare şi modul de transmitere a mişcării la acestea.

Construcţia metalică care serveşte drept suport al platformei este mon-tată la şasiu pe arcurile 10 (v. fig. 5.13), cu două scopuri: de amortizare a şocului la aşezarea oalelor pe platforme şi de variere a poziţiei platformei

324

F i g . 5 .11 . M e c a n i s m u l de deplasare a t r a n s f e r c a r u l u i : 7 — motor; 2 — frîne electrohidraulice; 3 — reductor cu roţi cilindrice; 4 — reductor melc-roată melcată; 5 — cuplaj; 6 — ax vertical; 7 — pinion; 8 — cremalieră;

9 — apărătoare; 10 — role de ghidare; 77 — şină derulare.

pe verticală, în funcţie de sarcină, pentru a se ataca, după necesitate, pîr-ghiile releelor de poziţie din zona cajei de ghidare a căruciorului de alimen-tare a cuptorului. într-adevăr, transfercarul trebuie să se oprească sub această cajă cu posturile 7, 2 sau 3, 4, după cum a colectat încărcătura în oalele de

1

1 1 . -. ... Fig. 5.12. Detaliu de montare a axului vertical: .

1 — şasiul transfercarului; 2 — corpul inferior al mecanismului de deplasare; 3 — cor-pullagărului; 4 — şuruburi de fixare; 5 — ax vertical; r£> — pinion; 7 — rulment os-cilant; 8 — capac cu garnitură de etanşare; 9 — inel de etanşare; 10 — inel de

siguranţă; 11 — pană; 72 — piuliţe;

pe platformele 3, 4 sau 7, 2 (v. fig. 5.15, a). în primul caz, oprirea este coman-dată de limitatoare de cursă inferioare, acţionate de platformele încărcate 3, 4, iar în cel de-al doilea caz de limitatoare de cursă superioare, acţionate de platformele descărcate 7 şi 2.

Caracteristicile tehnice generale ale unui transfercar cu patru posturi pentru oale cu capacitate 2,5 m3 sînt date în tabelul 5.1 [2]

326

F i g . 5 .13 . C o n s t r u c ţ i a p l a t f o r m e l o r şi a m e c a n i s m u l u i de r o t i r e : 7 — corp central; 2 — inel de rulare; 3 — profile de solidarizare; 4 — role; 5 — cale de rulare circulară; 6 — ax vertical; 7 — lagărul axului; 8 — motor;

9 — reductor melc-roată melcată; 10 — resoarte; 77 — şasiul transfercarului; 12 — suportul platformei; 13 — ghidaje pentru oală.

Tabelul 5.1

Caracteristicile transfercarului pentru oale


măsură Valori

Dimensiuni de gabarit mm 9 200 x 2 300

Ecartament mm 1 800

Ampatament mm 4 750

Viteze de deplasare maximă minimă

m/min m/min

60 10

Viteza de rotaţie a oalelor rot/min 18

Puterea motorului mecanismului de deplasare kW '7,5

Moment maxim la axul pinionului de atac al cremalierei daNm 81,5

Puterea motorului mecanismului de rotire a oalelor kW 2,2

Greutatea transfer-carului

proprie la încărcare maximă (2 oale pline, 2 oale

goale) la încărcare normală (2 oale pline)

daN 11 500

20 000

17 300

Transfercarul fiind elementul cel mai din capăt al instalaţiei în ansamblu, durata ciclului său tct este determinantă pentru durata ciclului întregii insta-laţii de încărcare. Pentru cazul cel mai dezavantajos (colectarea perechii de oale 1—2) ciclul transfercarului are structura din fig. 5.15, a, iar durata ciclului t se calculează cu relaţia

tct + Km(Zta + s<r + Zf, + + s g , (5.16)

în care: Hta, Xtr, I,tf, T,tc, Xtp sînt sumele de timpi de accelerare, de mers în regim, de frînare, de colectare încărcătură, de timp pauză; Km — coefi-cient de timpi morţi (Km = 1,1 ... 1,2).

328

Timpii de accelerare ta, de mers în regim tr şi de frînare tf se stabilesc din cinematica transfercarului (similar cu vagonul-cîntar, v. cap. 3) ţinînd seamă că funcţionează cu două viteze de deplasare vmax — 50 ... 60m/min Şi vmi» = 8 ... 12 m/min (v. fig. 5.15, b). Acceleraţiile şi deceleraţiile sînt 0,2 ... 0,3 m/s2. Timpii de colectare şi cei pauză sînt: tc = lOs şi tp — 20 ... 30 s.

•2 ,1

F i g . 5 .14 . D e t a l i u de m o n t a r e a a x u l u i v e r t i c a l a l p l a t f o r m e i : 1 — corp ventral ; 2 — ax vertical; 3 — ax canelat de ieşire al reductorului; 4 — corpul lagărului cu garni-tură de etanşare; 5 — rulment; 6 — capac cu garnitură de etanşare; 7 — suporţi pe carcasa reductorului;

întregul ciclu al transfercarului este comandat automat (în funcţie de poziţie), utilizîndu-se ca elemente sensibile relee de poziţie (limitatoare de cursă), parţial (în zonele necesare) cu contacte temporizate. în zona turnu-lui de ghidare al căruciorului de încărcare, limitatoarele sînt acţionate de pîrghii montate pe platformele rotitoare ale transfercarului, ceea ce permite, în funcţie de poziţia pe verticală a platformelor (încărcate sau descărcate), poziţionarea necesară a transfercarului, cu platformele încărcate sau descăr-cate sub cîrligele căruciorului.

Valoarea tct trebuie să satisfacă condiţia

t c t < t c i . (5.17) Mecanismul de deplasare se calculează pe baza diagramei de încărcare

din fig. 5.16, a (v. şi fig. 5.15). Rezistenţele la deplasare se determină pentru fiecare perioadă tinînd seama de încărcarea corespunzătoare a transfercaru-lui:

G^Gt + 2G0 (5.18)

329

G2 .= Gt + 2(G0 + Gao + G J (5.19)

G3 = Gt + 2 (G0 + Gao + Gf:o + GJ (5.20)

Gi = Gt + 4G0 + 2(Gao + G^ + GJ (5.21)

Fig. 5.15, Diagrama de lucru a transfercarului [a) şi variaţia în timp a vitezei de deplasare (b). Perîoade 7—77: deplasare cu viteză maximă pe distanţa Sx ; II—III: colectare aglomerat şi cocs; III—IV: deplasare cu viteză minimă pe distanţa Sj—S2 : IV—V: colectare var; V—VII: deplasare pe distanţa S2, cu viteză maximă pînă în V, apoi cu viteza minimă; VI—VII: depunerea oalelor goale de către cărucior; VII—VIII: deplasare cu viteză minimă pe distanţa S 3 ; Vili—IX: preluarea oalelor încărcate de către cărucior; A — aglomerat; K — cocs; V — var; 7 , 2 , 3 , 4 — poziţiile oalelor pe transfercar; indici: a — accelerare; r — regim, / — frînare; d — deplasare; c — colectare, tfis> thA — timpii de preluare, respectiv de depunere a oalelor către cărucior.

•unde: Gt este greutatea proprie a transfercarului; G0 — greutatea proprie a oalei; Ga0, Gk0, Gvo — cantităţile de aglomerat, cocs şi respectiv var dozate într-o oală, şi considerînd rezistenţa specifică la deplasare de ordinul w — = 0,02 ... 0,03.

Puterile necesare în regim sînt date de relaţia generală

= i S ; [ k W l > ( 5 - 2 2 )

în care vt = vmax sau vt = vmin în diversele perioade, iar randamentul este de ordinul v\ ~ 0,6 ... 0,7.

Puterile de frînare sînt nule (frînare cu frînă hidraulică); puterile de demaraj şi puterea medie patratică se determină uzual.

330

Axul vertical, rulmentul acestuia şi angrenajul pinion cremalieră se dimen-sionează uzual.

Fig. 5.16. Diagramele de sarcină ale mecanismelor: a — transfercarului; b — căruciorului de alimentare (v. fig. 5.15).

Momentul rezistent la axa mecanismului de rotaţie al oalei este unde:Gr este greutatea părţii rotitoare a mecanismului (GR = 500 ... 600 daN); GINC. O — greutatea încărcăturii oalei (GAO - f GK0, respectiv GAO = GK0 + GVO);

MR = [G0 + GR + GI„C. O) - 2FXR, (5.23)

Dr, dr — diametrul rolelor, respectiv al axelor acestora (Dr = 200 mm, dr — 40 mm); [xa, \xr — coeficienţii de frecare în lagărele rolelor, respectiv la rostogolire; Dr — diametrul şinei de rulare (Dr — 1000 ... 1 200 mm).

Puterea de acţionare se stabileşte pe baza diagramei de încărcare din fig. 5.16, a.

Arcurile de susţinere a platformei mecanismului de rotire se dimensio-nează astfel ca aceasta să aibă o cursă pe verticală de cca 50 mm în funcţie

331

de încărcare (oală goală -oală încărcată), în scopul amintit anterior. Arcurile se confecţionează din oţel de arc (de exemplu. Arc 3) şi au dimensiuni de ordinul: diametru mediu 90 ... 100 mm, diametrul sîrmei 15 ... 20 mm; lun-gime în stare liberă 250 ... 300 mm.

5.2.2. Subansambluri mecanice ale preîncălzitoarelor de cocs

Dispozitivul de alimentare a preîncălzitorului are rolul de a etanşa uti-lajul la partea superioară şi a asigura o distribuţie uniformă a cocsului rece pe secţiunea acestuia. El are construcţia din fig. 5.17 şi fig. 5.18 [31. Elemen-tele solicitate termic şi la uzură (pîlnia, conul, inelele de protecţie) se execută prin turnare din oţeluri sau fonte aliate (de exemplu, Fr Cr 1,3), iar pîlnia de alimentare din skip se căptuşeşte cu plăci din oţel rezistent la uzură.

Volumul pîlniei Vp se determină în funcţie de volumul skipului de ali-mentare Vs, conform relaţiei

VP = KVS, (5.24) unde K = 1 , 2 ... 1,3.

Greutatea contragreutăţii Gc şi forţa de dimensionare a cilindrului pneumatic de acţionare Fc se stabilesc în cazul general (cilindru cu tijă unilaterală) din egalitatea

FC1 = Gc + Ff — Gp — Gk = Fci • Kd = Ka(Gp +Ff + F a - Gc), (5.25) unde: FC1, Fc,_ sînt forţele la cilindrul de lucru la coborîrea, respectiv ridi-carea conului; Gc, Gp, Gk — greutatea contragreutăţii, respectiv greutatea proprie a elementelor mobile ale dispozitivului şi greutatea cocsului dintr-o alimentare; Ff, Fa — forţa de frecare în etanşarea tijei conului şi la roţile de cablu, respectiv forţa de strîngere (apăsare) a conului pe scaunul său; Kă = D2jD2 — d2, unde D, d sînt diametrul cilindrului pneumatic, respectiv al tijei acestuia, din care rezultă greutatea contragreutăţii

Gc = G, + F, + Fa - f - + Gk - i - (5.26) i + K-a 1 + Ka

şi forţele de acţionare la cilindrul pneumatic FC1 = 2Ff + Fa —^ G k ~ , (5.27)

f a l + Kd 1 l + Kd

Fc2 = ^ = 2 lL +Fa— • (5.28) Kd . Kd 1 + Kd 1 + Kd

în cazul cilindrului cu tija bilaterală Kd = 1 şi rezultă respectiv = Gp + Ff + 0,5 Fa + 0,5 Gt, (5.29)

FC1 = FC2 = 2 F , + 0,5Fa - 0,5Gt. (5.30) Forţa de frecare Ff se aproximează din relaţia

F f — (0,1 ••• 0,2) (Gp - f Gk), (5.31) iar forţa de apăsare (strîngere) Fa se adoptă Fa = (0,2 ... 0,3) (Gp + Gk). (5.32)

332

12 73 12 10

Fig. 5.17. Dispozitiv de alimentare a preîncălzitorului de cocs: 7 — pilnie; 2 — con; 3 — capac; 4 — pîlnie de alimentare din skip; 5 — placă de uzură; 6 — tija conului; 7 — articulaţie ia con; 8 — inele de protecţie; 9 — etanşare; 10 — suporţi pentru limitatoare de cursă; 7 7 — ghidaj; 72 — role de ghidare", 13 — cablu; 14 — contragreutate; 15 — cilindru pneumatic; 16 — articulaţii; 77 — tirant reglabil; 18 — piesă de legă-

tură ; 19 — piuliţă; 20 — tijă de acţionare.

Cilindrul pneumatic se dimensionează pentru o presiune de lucru de 4 ... 6 daN/cm2.

Extractorul de cocs preîncălzit se plasează la partea inferioară a preîncăl-zitorului şi are rolul de a asigura afînarea cocsului şi extragerea uniformă a

333

F i g . 5 .18 . D e t a l i u l e tanşăr i i şi ghidăr i i t i j e i :

21 — manşon; 22 — bolţ; 23 — camă; 24 — şuruburi pentru fixarea camei; 25 — presetupă; 26 — umplutură moale (Celelalte notaţii au aceeaşi

semnificaţie ca în fig. 5.17).

acestuia în pîlnia de evacuare. în fig. 5.19 se prezintă construcţia, iar în fig. 5.20 detalii de construcţie şi de montaj, pentru un extractor de tipul cu discuri şi paletă de ghidare [4].

Elementele extractorului se dimensionează la forţa dată de coloana de cocs cu înălţimea de cca 8000 mm, calculată similar cu forţa de închizătoarele buncărelor şi ţinînd seama de faptul că aceste elemente lucrează la o tempe-ratură de 600 ... 700°C. Elementele în contact direct cu cocsul şi gazele se

334

Fig. 5.19. Extractor cu discuri: a — vedere laterală; b — vedere frontală;

i — construcţie metalică; 2 — ax cu discuri; 3 — ax cu paletă de ghidare; 4 — manetă; 5 — cadran gradat; 6 — car-casă; 7 — motor; 8 — reductor; 9 — transmisie cu lanţ; 10 — angrenaj; 11 — discuri; 12 — lagăre; 13 — paletă

de ghidare; 14 — orificiu de deblocare.

18 16 2 11

Fig. 5.20. Extractor cu discuri: a — detaliul axei cu discuri; b — detaliul axei cu paleta de ghidare; 75 — distanţiere; 10 — pană paralelă; 77 — bucşă de bronz; 18 — ramă; 19 — pană încli-

nată; 20 — cana] de răcire cu apă (Celelalte notaţii au aceeaşi semnificaţie ca în fig. 5.19).

execută din otel sau fontă refractară (de exemplu, T22C130; FcCr 1,3; 12TC250).

Debitul extractorului (la diametrul discurilor de cca 400 mm) se stabi-leşte cu relaţia

Qe = Lnq. 0,06 [t/h], (5,33)

unde: L este lungimea utilă a extractorului, în m; n — viteza de rotaţie, în rot/min; qe — debit specific, în kg/m - rot (qe ~ 7 ... 8 kg/m. rot).

Caracteristicile unui extractor pentru un preîncălzitor cu debitul de 3 t/h sînt date în tabelul 5.2 [4],

Tabelul 5.2

Caracteristicile extractorului de cocs cald


Lungime utilă mm 1 725

Diametrul discurilor mm 420

Diametrul arborelui mm 110

Motorul de acţionare

Putere Viteză de rotaţie

kW rot/min

4 1 500

Raport de transmitere total — 380

Viteza de rotaţie a extractorului rot/min 3,8

Debit de cocs cald kg/h 3 000

Greutatea totală daN cca 4 000

5.2.3. Cărucior tehnologic de alimentare a cuptoarelor verticale

Căruciorul de alimentare a cuptoarelor cu oale de încărcare are construc-ţia din fig. 5.21. El este prevăzut cu caja de ghidare dublă 2, pentru două oale de încărcare. Mecanismul de ridicare principal (tehnologic) este un tro-liu cu două tambure duble. Oalele se fixează la traversele de ridicare cu dis-

338

7 .9 22 17 21 5 9 8

Secţiunea B-B

Fig. 5.21. Cărucior tehnologic de alimentare cu oale de încărcare: Construcţie metalicii: 1 — şasiu; 2 — caje de ghidare; 3 — ghidaje pentru traverse de ridicare; 4 — ghidaje pentru oale.

Mecanism de ridicare principal [.tehnologie): 5 — motor; 6 — cuplaj cu frînă; 7 —reductor; 8 — angrenaje deschise; 9 — tambure duble; 70 cu dispozitivele 7 7 de fixare a oalelor; 72 — suspensii articulate. /

Mecanism de deplasare: 13 - motor; 14 — cuplaj cu frînă; 15 — reductor; 16 — angrenaje deschise la roţi; Dispozitive de blocare a oalelor in timpul deplasării: 17 - electromagneţi; 18 — ti je; 19 — pîrghii cotite; 20 — saboţi de blocare.

Alte elemente: 21 — mecanism de ridicare auxiliar; 22 — dispozitiv de siguranţă; 23 — cabină de comandă; 24 — troleu.

pozitivele 11, care permit prinderea şi desprinderea uşoară (v. fig. 5.22). în timpul deplasării utilajului cu viteză mare, blocarea traverselor la cajă cu saboţii 20 şi ghidarea oalei între barele 4 preîntîmpină balansul oalelor şi orice posibilitate de desprindere a acestora din traverse. Comanda căru-ciorului se realizează manual din cabină sau automat, cu limitatoare de cursă.

Caracteristicile căruciorului cu sarcina utilă 2 X 8 500 daN sînt prezeţţ-tate în tabelul 5.3.

Tabelul 5.3

Caracteristicile căruciorului tehnologic de alimentare a cuptoarelor verticale


Dimensiuni de gabarit mm 10 600 x 3 800 x 6 000

Ecartament mm 3 050

Ampatament mm 3 900

Sarcină maximă principală auxiliară

daN 2 x 10 000(8 500 *) 5 000

Puterile mecanismelor de deplasare de ridicare principal de ridicare auxiliar

kW 11 75

11

Vitezele mecanismelor de deplasare de ridicare, principal

m/min 60

20

înălţime de ridicare m 20

Greutate proprie kN 200

*) Greutatea unei oale încărcate

Căruciorul tehnologic de alimentare al cuptorului are diagrama de func-ţionare din fig. 5.23, a şi diagrama de viteze din fig. 5.23, b. Viteza de depla-sare este vm = 50 ... 60 m/min iar cea de ridicare vr = 10 ... 20 m/min.

340

Fig. 5.23. Căruciorul de alimentare: a — diagrama de lucru; b — variaţia în timp a vitezelor de deplasare va şi ridicare Perioade: 7 - 7 / : deplasare pe "distanta L- //-///• cobo-rîreaoălelor la cuptor pe înălţimea H,; JI1-1V: încărcarea cuptorului; IV — V : ridicarea oalelor pe înălţimea H, • V—VI • deplasarea pe distanta I.-, VU-V1II: coborîrea oalelor goale pe transfercar pe înălţimea H,; VU-VIU: deplasarea transfercarului (perioada F//-F7/7 din fisr 5 4 V lil — IX: ridicarea oalelor pîlme de pe transfercar pe înălţimea H,. Indici: h — ridicare (coborîre), tt - timpul de încărcare a cuptorului

(acţionarea conurilor).

Durata ciclului căruciorului tcm se determină similar cu cea a transfer-carului. Acordarea celor două cicluri constă în (v. fig. 5.16 şi fig. 5.23) reali-zarea egalităţilor

Km — Kti ic2 — tpi'i tp = hii hi2 — tP2- (5.34 ... 5.37) Mecanismul de deplasare se calculează conform diagramei de sarcină

din fig. 5.16, & şi a diagramei de lucru din fig. 5.23. Rezistenţele la deplasare se stabilesc pentru sarcinile

G1 = Gn + 2(G0 + Gao + + GJ, (5.38)

G2 = Gm + 2-Gs, (5.39)

unde: Gm este greutatea proprie a căruciorului, cu relaţia generală

WhZ = Gh2wm+Fv25, (5.40)

unde: wm este rezistenţa specifică la deplasarea căruciorului; Fv 25 — forţa frontală a vîntului la presiunea de 25 daN/m2.

Mecanismul de ridicare se calculează conform diagramei de sarcină din fig. 5.16, b, pentru forţele de ridicare utile

Fi = Fi = 2[G0 + Gk0 + Gvo), (5.41)

F i = F 3 = 2G0, (4.42) şi vitezele corespunzătoare.

5.2.4. Dispozitive de încărcare şi etanşare

Oala (bena) de încărcare are construcţia din fig. 5.22 şi fig. 5.24, în care se prezintă şi detaliile caracteristice (zona de închidere la partea inferioară, montarea conului la tije). Corpul oalei se execută din virole de tablă de oţel

Fig. 5.24. Detaliile de montare a tijei la con (a) şi al inelului de evacuare (b) (Notaţiile sînt aceleaşi cu cele din fig. 5.22).

343

carbon (de exemplu OL37) căptuşite uneori cu table rezistente la uzură, conul se toarnă din fontă cenuşie, iar tija conului din oţel carbon (de exem-plu, OL50). Descărcarea în cuptor se efectuează prin plasarea corpului cu inelul de sprijin pe pîlnia dispozitivului de încărcare (v. fig. 5.25) şi cobo-rîrea conului cu o cursă de 300 ... 400 mm.

Fig. 5.25. Dispozitiv de alimentare cu două conuri: 7 — corpul dispozitivului; 2 — pilnie de primire; 3 — resoarte; 4 — suport; 5, 15 — con superior, respectiv inferior; 6 — pîrghie curbă; 7,19 — articulaţii la conuri; 8, 20 — pîrghii cotite; 9, 21 — contragreutăţi; 10, 13—22, 25 — arti-culaţii; 11,23 — cilindri pneumatici de acţionare; 12,24 — tije de acţionare; 14,26 — articulaţiiile cilindrilor la corp;

16 — piesă de legătură; 17 — pîrghie cu sector; 18 — lanţ; 27 —suport pentru contragreutate.

Volumul util al oalei este dat de relaţia generală «

i = 1 Pj

344

unde: pf este densitatea în vrac a materiei prime i, în t/m3; Gi0 — v. relaţia (5.5), în t ; şi este în general de ordinul 0,12—0,14 m3/m2 de suprafaţă a cuptorului de elaborare.

Dimensiunile se stabilesc geometric, adoptîndu-se înălţimea părţii infe-rioare tronconice (pîlniei) de cca 0,20 ... 0,25 din înălţimea totală şLxaportul înălţime/diametru de cca 1,2 ... 1,4.

Calculul de rezistenţă al mantalei, pentru determinarea grosimii tablei „s" se efectuează ca pentru recipienţii solicitaţi la presiune interioară, la efortul unitar de tracţiune inelar ci(ar = 0, am = 0), (v. cap. 6), rezultînd

s > 2 — ^ p tem], (5.44) at r

unde: p este presiunea pe pereţi, în daN/cm2; se determină ca în cazul bun-cărelor; Dt — diametrul interior, în cm; aat — rezistenţa admisibilă la trac-ţiune, în daN/cm2; s — coeficientul de rezistenţă al cusăturilor de sudură.

Tija conului se dimensionează la tracţiune la efortul

F t = G c + p 0 ( 5 . 4 5 ) 4

unde: Gc este greutatea conului; Dc — diametrul conului în secţiunea de închidere; p0 — presiunea încărcăturii în secţiunea de evacuare, care se deter-mină ca în cazul buncărelor.

Dispozitivul de încărcare a cuptoarelor verticale (fig. 5.25) are rolul teh-nologic de a uniformiza distribuţia încărcăturii pe secţiunea cuptoarelor şi de a realiza etanşarea acestora la partea superioară. Corpul dispozitivului şi conurile se execută prin turnare din oţeluri aliate cu crom şi nichel (partea inferioară) şi din fonte refractare (partea superioară). Pîlnia de alimentare este montată pe arcuri, pentru amortizarea şocurilor la aşezarea oalei de încărcare.

Volumul util al dispozitivului (spaţiul dintre conuri) este egal cu cel ai oalei de încărcare. Pentru dimensionare se utilizează rapoartele uzuale: înălţime/diametru, egal cu 1,6... 1,9; înălţimea părţii tronconice inferioare/ înălţime totală, egal cu 0,20.. .0,22; diametrul orificiului de evacuare/dia-metrul corpului, egal cu cca 0,5.

Contragreutăţile se dimensionează din condiţia de a menţine conurile închise, chiar cînd asupra acestora acţionează greutatea încărcăturii (încăr-cătura din oală, la deschiderea acesteia, asupra conului superior şi încărcă-tura din spaţiul dintre conuri, asupra conului inferior). Cilindrii pneumatici, cu simplu efect, comandă deschiderea conurilor, prin dezechilibrarea siste-melor de pîrghii al acestora.

345

Din ecuaţiile de momente ale sistemelor de pîrghii faţă de axele de arti-culare (fig. 5.26) rezultă greutăţile contragreutăţilor superioară Ggs şi inferi-oară Gg j '

Gas = Kkf(Gcs + G!nc.o) (5.46)

Ggi = KkAGa + Gt™. o), (5.47) b 2

şi forţele teoretice la cilindrii de acţionare la începutul cursei, superior Fs şi inferior Fi.

Fs = ks(Gcs + Gtnc.0)(kakf - 1) iL , (5.48) ci

F( = ks(Gci + Ginc. o){kakf - 1) (5.49)

unde: &aeste coeficientul de apăsare a conu-rilor pe pîlniile lor (ka c^ 1,2 ... 1,4); kf — coeficient de frecare în articulaţii (kf ~ 1,1); ks — coeficient de siguranţă (ks 1,1 ... ... 1,2); Gcs, Gci — greutăţile conurilor su-perior, respectiv inferior; Ginc, 0 — greuta-tea încărcăturii din oală.

Cursa conurilor este de cca 400 mm pen-tru cel superior şi 600 mm pentru cel infe-rior.

5.3. Utilaje speciale de deservire a cuptoarelor verticale

5.3.1. Agitatoare de plumb topit

Agitatoarele de plumb topit se utilizează la condensatoarele cuptoare-lor de extragerea plumbului şi zincului (v. fig. 5.1, poziţia 22) spre a se asi-gura o suprafaţă specifică mare de captare a vaporilor de zinc sau la insta-laţiile de rafinare unde au rolul tehnologic de a agita băile de plumb topit din căldările de rafinare, în scopul intensificării şi uniformizării contactului cu agenţii chimici de rafinare.

Construcţia agitatoarelor la condensatoare (fig. 5.27) [1] pune probleme deosebite legate de realizarea scopului tehnologic şi de durabilitate în condi-ţii grele de lucru. Astfel, pentru obţinerea unei „ploi" de particule fine de plumb, rotorul are construcţia specială din figură, iar viteza de rotaţie este mare (200 ... 300 rot/min) şi reglabilă în trei trepte; ca urmare, nu sînt nece-sare reductoare, ci transmisii cu curele trapezoidale între motorul de acţio-nare şi axul rotorului.

b Fig. 5.26. Scheme pentru calculul

acţionării conurilor: a — superior; b — inferior-

346

S2ZS2

Fig. 5.27. Agitator de plumb topit la condensator: 7 — suportul electromotorului; 2 — dispozitiv de poziţionare a electromotorului; 3 — electromotor de acţionare; 4 — transmisie cu curele trapezoidale; 5 — arbore vertical; 6 — rotor; 7 — bolta condensatorului; 8 — carcasă; 9 — man-şon; 10 — rulment superior axial; 77 — rulment superior radial; 72 — rulment inferior; 13 — carcasă; 14 — labirint; 15, 16 — conducte de apă de răcire; 17,18 — conducte de ulei; 19 — capac superior; 20 — capac inferior; 21, 22 - piuliţe

speciale.

Pe de altă parte, permanenţa agitatoarelor (spre deosebire de cele pentru rafinare) în condiţii grele de lucru (temperatura gazelor în condensator 700 ... 800°C, temperatura la boltă în zona rulmentului inferior cca 200°C, stropi de plumb etc.) ridică probleme de durabilitate a organelor de maşini, care se rezolvă prin răcirea obligatorie a lagărului dublu al arborelui, protec-ţia contra stropilor prin carcasa inferioară cu labirint şi utilizarea de oţeluri şi fonte refractare pentru rotor, arbore şi piesele de asamblare.

Agitatoarele din aparatele de rafinare au rolul tehnologic de a agita băile de plumb topit din căldările de rafinare.

In fig. 5.27 se prezintă un tip de agitator individual montat pe traversă. Acţionarea se realizează prin reductor pentru obţinerea de viteze de rotaţie redusă, de ordinul 70 ... 150 rot/min.

Arborele vertical lung al rotorului de agitare se montează într-un lagăr dublu cu rulmenţi, prevăzut la partea inferioară cu labirint pentru a împie-dica pătrunderea gazelor şi vaporilor metalici.

în tabelul 5.4 se prezintă caracteristicile unui agitator cu două rotoare pentru căldare de plumb topit cu capacitate de 60 t.

Tabelul 5.4

Caracteristicile agitatorului de plumb topit cu două rotoare


Temperatura băii topite °c 450 ... 450

Greutatea specifică a topiturii kN/m3 113,0

Putere de acţionare kW 8,0

Viteza de rotaţie a rotorului rot/min 70/145

Greutate daN cca 2 700

5.3.2. Pompe de plumb topit

Pompele realizează circulaţia continuă a plumbului topit pe traseul con-densator—baie decantoare — baie de plumb — condensator (v. fig. 5.1, poziţia 21) sau sînt folosite individual sau intră în componenţa a diverse aparate şi instalatii pentru rafinarea plumbului.

în fig. 5.29 se prezintă detaliile de construcţie a pompei centrifuge cu ax vertical. Motorul vertical, de curent alternativ, se cuplează cu arborele rotorului prin cuplaj elastic, care permite preluarea dezaxărilor ce pot apare ca urmare a lungimii mari a acestui arbore; în acelaşi scop, arborele rotorului este montat la batiu prin rulment radial-axial cu două rînduri de bile.

348

F i g . 5 .28 . A g i t a t o r p e n t r u c ă l d a r e de r a f i n a r e a p l u m b u l u i : 7 - traversă- 2 - ureche de suspendare; 3 - căldare de rafinare; 4 - motor; 5 - cuplaje; 6 — reductor; 7 - arbore orizontal;

70 — corpul lagărelor; 77 - ax vertical; 72 — rotor cu patru palete; 73 — rotor cu două palete. 8 — lagăre; 9 — reductor conic;

Fig. 5.29. Pompă pentru plumb topit: a — ansamblu; b şi c — secţiuni;

— m o t o r electric; 2 — şasiu; 3 — arbore de acţionare; 4 — tirant suport carcasă; 5 - carca-sa; 6 —sorb; 7 — conductă refulare plumb; 8 — rotor; 9 — bucşă lagăr; 70 — bucşă; 77 — pană; 72 ~ piuliţă; 13,14 — flanşe; 15 - ştift de siguranţă; 16 - palete curbate înapoi.

Rotorul, de tipul cu palete curbate înapoi, are o construcţie specială si se montează prin împănare pe capul arborelui vertical de acţionare.

Caracteristicile pompelor de plumb topit sînt date în tabelul 5.5.

350

Tabelul 5.5

Caracteristicile pompei de plumb topit

. j Caracteristici i

Unităţi de măsură Valori

Temperatura topiturii °C 450 Greutatea specifică a topiturii kN/m3 113,0 Debit t/min 5 , 0 înălţimea totală de debitare m col. Pb 2,5 Putere de acţionare kW 4 ,0 Viteză de rotaţie rot/min 720 ... 750 Greutate daN cca 950

5.4. Utilaje de alimentare a cuptoarelor cu vatră

Ansamblul instalaţiei de elaborare a matei în cuptoare cu vatră a fost prezentat în fig. 5.5, din care rezultă că alimentarea cuptorului se face cu transportor continuu cu răzuitoare (poziţia 9).

Detaliul constructiv al instalaţiei de alimen-tare este prezentat în fig. 5.30. Transportorul cu răzuitoare se dimensionează la debitul •Gi dat de relaţia (5.6), după metodele de calcul uzuale [6, 7], Jgheaburile închise de alimentare, turnate din fontă, se plasează la un pas de 1 000 ... 1 500 mm şi au diametrul de 200 ... 350 mm; ele se racordează la bolta cuptorului ca în figură. Clapele de închiderea jgheaburilor sînt comandate manual sau telecoman-date, în ultimul caz asigurîndu-se corectarea ra-pidă a neuniformităţilor de încărcare pe lungimea vetrei cuptorului.

Buncărele tampon se dimensionează pentru o rezervă de 8 ... 12 h.

5.5. Dispozitive şi utilaje de deservire a convertizoarelor orizontale

5.5.1. Dispozitivul de sprijin, basculare şi centrare a convertizoarelor orizontale

în fig. 5.31 se prezintă ansamblul unui conver-tizor orizontal cu capacitate 25 tf cupru brut, cu dispozitivele sale auxiliare.

Fig. 5.30. Alimentarea cup-toarelor cu vatră cu trans-

portor cu răzuitoare: 7 — transportor cu răzuitoare; 2 — piinie de alimentare; 3 — jghea-buri (conducte) de alimentare; 4 — registru de reglare a debitu-lui; 5 — piesă de legătură; 6 — orificiu de deblocare; 7 — bolta

cuptorului; 8 — platformă.

351

Dispozitivul de sprijin, basculare şi centrare îndeplineşte aceste trei funcţiuni în următoarele scopuxd: sprijinirea corpului în timpul convertizării, bascularea pentru evacuarea cuprului brut şi zgurei şi centrarea capului con-vertizorului, pentru realizarea unei perfecte coincidenţe între axa corpului

Fig. 5.31. Construcţia convertizorului orizontal şi a dispozitivelor sale anexe: Corpul convertizorului: 7 — manta metalică; 2 — strat izolator; 3 — căptuşeală refractară; 4 — blindaj pentru orificiul de evacuare; 5, 6 — capace de rigidizare; 7 — şuruburi de fixare cu resoarte de presare a capacelor. Dispozitivul de sprijin, basculare şi centrare : 8 — inele de sprijin; 9 — suporţi cu role duble; 70 — corpul suportu-lui; 77 — şuruburi pentru centrare manuală; 12—batiu cu ghidaje; 13 — motor de curent alternativ; 14 — motor de curent continuu; 15 — transmisii cu lanţ; 16 — reductor; 77 — frînă de lucru; 18 — frînă de siguranţă; 19 — lagăre cu rulmenţi oscilanţi; 20 — pinion de atac; 21 — coroană dinţată (sector). Dispozitivul de alimentare cu aer: 22 — element de etanşare; 23 — conductă orizontală de legătură; 24 — cutie de distribuţie; 25 — conductă dublă de distribuţie a aerului la gurile de suflare; 26 — guri de aer.

şi axa conductei orizontale de alimentare cu aer. Pentru realizarea corectă a acestor funcţiuni, dispozitivul trebuie să îndeplinească următoarele cerinţe: să asigure o basculare lentă (0,5 ... 1,0 rot/min) şi lină, fără şocuri şi vibraţii, în acest scop fiind necesar un reductor 16 cu raport de transmitere mare (3 ... 4 trepte); să permită oprirea precisă şi sigură a corpului în poziţia nece-sară (frînele de lucru 77 şi siguranţă 18); în caz de avarie electrică să permită bascularea pentru scoaterea gurilor de aer din baie, pentru evitarea obturării acestora cu topitură solidificată, ceea ce se realizează fie prin utilizarea unui motor de avarie de curent continuu 14, alimentat de la baterie de acumula-toare (în acest caz reductorul 16 are două intrări), fie printr-un sistem de contragreutăţi de basculare, deblocat la declanşarea avariei, care să permită centrarea exactă şi rapidă a corpului, ceea ce se realizează cu şuruburile de centrare manuală 77.

352

Elementele de sprijin cu role 9 sînt de regulă de tip dublu pentru a asi-gura preluarea, cu role de diametre şi lăţimi reduse, a greutăţii mari a corpu-lui convertizorului. Inelele de sprijin 8 se montează rigid la corp. Coroana dinţată (sau sector dinţat) de acţionare 21 se montează la un capăt al corpu-lui, deoarece acesta are lungime redusă, iar frecvenţa de acţionare este rela-tiv mică; uneori, ca în figură, coroana dinţată şi inelul alăturat constituie o singură piesă, realizată prin turnare.

Elemente constructive de detaliu sînt date în lucrările [9, 10, 11] Carac-teristicile principale ale dispozitivelor sînt prezentate în tabelul 5.6.

Tabelul 5.6

Caracteristicile dispozitivelor de basculare a convertizoarelor

Caracteristica Unităţi de măsură

Valoarea pentru convertizorul de capacitate, t Caracteristica Unităţi

de măsură 6 . . . 10 20. . . 25 30. . . 40 60. . .80

Greutatea corpului convertizo-rului k N 520 700 1 000 1 850

Diametrul inelelor de sprijin mm 3 000 4 200 4 900 5 300 Diametrul sectorului dintat mm 3 100 4 400 5 000 5 600 Viteza de rotatie a converti-

zorului rot/min 1,0 0,57 0,5 0,4 Puterea motorului de acţionare k W 9 23 30 52 Viteza de rotaţie a motorului rot/min 650 750 550 710

Calculul dispozitivului se efectuează după acelaşi principiu ca şi cel al amestecătoarelor tip tambur (v. cap. 2).

Forţa de calcul a momentului rezistent este (fig. 5.32).

F„ = Gc

lui convertizorului; iar forţa de calcul a rolelor este

Fr + Gc

8 cos a cos j3 (5.51)

(5.50) (

a corpu- \ /a

/•gt

Calculul de rezistenţă al rolelor şi inelelor de sprijin este prezentat în lucrările [9, 10],

fc

Fig. 5.32. Schemă pentru calculul dispozitivului de

basculare.

5.5.2. Dispozitivul de alimentare cu aer a convertizorului

Dispozitivul se compune din elementele prezentate în fig. 5.31. Se remarcă alimentarea gurilor de aer prin două conducte de distribuţie 25, în scopul distribuirii cît mai uniforme a debitului de-a lungul convertizorului. Con-

353

ducta orizontală 23 se roteşte la bascularea convertizorului, în lagărul din elementul de etanşare 22, pentru acest motiv fiind necesară stricta coinci-denţă a axei de rotaţie a corpului convertizorului cu axa conductei orizon-tale; coaxialitatea este realizată prin centrarea corpului convertizorului, după cum s-a arătat anterior.

Construcţia unei guri de aer cu supapă de curăţire este prezentată în fig. 5.33, a [8], Ea este prevăzută cu supapa cu bilă 6, care este închisă în funcţionare (datorită presiunii aerului pe bilă) şi supapa terminală 13 (deta-liul variantei din fig, 5.33, a în fig. 5.33, b), care realizează etanşarea la cură-

Fig. 5.33. Gură de aer (a) şi detaliul supapei terminale (b): 7 — montarea corpului convertizorului; 2 — ţeavă de suflare; 3 — manşon de fixare a ţevii; 4 — corpul gurii de aer; 5 — orificiu interior; 6 — supapă cu bilă; 7 — locaşul bilei; 8 — capac; 9 — ţevi de alimentare; 10 — piuliţă; 11 — dispozitiv de etanşare; 12 — con-ducta inferioară de distribuţie; 13 — supapă terminală; 14 — semidiscuri cu orificiul central 75; 16 — resort

spiral; 77 — piuliţă de fixare.

•ţirea gurii de aer. Tija dispozitivului de curăţire pătrunde prin orificiul 15 ral celor patru semidiscuri 14 (orificiul are diametrul puţin mai mic decît cel al tijei), care sînt apăsate pe tijă de arcul spiral 16; bila 6 este deplasată în

354

canalul 7, însă etanşarea este asigurată de supapa terminală. Corpul gurii de aer se toarnă din oţel sau fontă, iar bila 6 se execută din oţel şi se şlefuieşte.

Elementul de etanşare 22 (v. fig. 5.31) are construcţia din fig. 5.34. El are scopul de a etanşa conducta de alimentare cu cea orizontală şi de a permite rotirea acesteia din urmă în timpul basculării convertizorului, cu pre-luarea unor uşoare dezaxări datorite ero-rilor de centrare a corpului convertizo-rului, uzurii neegale a inelelor de sprijin sau rolelor, etc. Etanşarea se realizează pe suprafaţa conică a mufei 6, sub ac-ţiunea resortului 7, iar cuzinetul 4 cu suprafaţa de reazem sferică permite pre-luarea dezaxărilor. Corpul dispozitivului 1 se toarnă din fontă.

Caracteristicile unor dispozitive de alimentare cu aer sînt prezentate în 4 -cuztaet; 5 -conductă; 6 -mufă de legătură; j. -u i i = 7 7 — resort; 8 — şurub de reglare; 9 — orificiu de taDelul D. /. admisie a aerului;

Tabelul 5.7

Caracteristicile dispozitivului de alimentare cu aer a convertizoarelor


măsură

Valoare pentru convertizorul de capacitate, t


măsură 8 20 . . .

25 30. . . 40

60. . . 80

Numărul gurilor de aer — 14 23 32 52

Diametrul gurilor de aer mm 38 44 38 46

Debit specific de aer Nm3

min. cm2 0,9 ... 1,1

Presiunea aerului daN/cm2 0,4 ... 1,6

1 — corp; 2 — capac; 3 — corpul lagărului;

5.5.3. Corpul convertizorului

Corpul convertizorului este un tambur scurt, căptuşit, lucrînd la tempe-raturi înalte (temperatura băii cca 1 500°C), caracterizat prin poziţie fixă, simplu rezemată, cu excepţia perioadelor de basculare (v. fig. 5.31). Man-

355

taua metalică se execută prin sudare din virole de tablă din oţel carbon cu rezistenţa Ia rupere 35 ... 45 daN/mm2 sau, uneori, din oţeluri calmate (de tip OLK), cu grosimea 25 ... 35 mm, în funcţie de capacitatea convertizoru-lui. Căptuşeala refractară se execută din cărămizi de cromomagnezită, cu grosimea de 400 ... 500 mm. Inelele de sprijin şi coroana dinţată de acţionare se montează rigid, dat fiind faptul că poziţia normală a corpului este cea fixă.

Corpul se dimensionează la un volum interior specific de 0,7 ... 0,8 m3/t cupru, raportul lungime/diametru fiind de 1,8 ... 2,2.

Calculul de rezistenţă al mantalei se efectuează la încovoiere pentru poziţia statică pe două reazeme.

Modulul de rezistenţă al corpului este

W = ~ D2cs [cm3], (5.52)

unde: Dc este diametrul mediu al corpului, în cm; s — grosimea tablei, în cm, iar momentul încovoietor este

Mt = [daNcm], (5.53) 8

unde: Gc este greutatea corpului cu topitură, în daN; Lc — lungimea cor-pului, în cm. din relaţiile (5.52) şi (5.53) rezultînd grosimea tablei mantalei

S > " g r tem], (5.54) 0 ai

unde Gai este rezistenţa admisibilă la încovoiere, în daN/cm2. Grosimea corpului este determinată în ultimă instanţă de necesitatea

asigurării unei rigidităţi corespunzătoare a acestuia, prin menţinerea defor-maţiilor în limite strînse. Se recomandă ca săgeata datorită încovoierii să nu depăşească 1/5 000 din distanţa între reazeme, iar ovalizarea corpului (diferenţa între diametrul maxim şi cel minim al secţiunii eliptice deformate) 1/3 000 din diametrul corpului. în acelaşi scop se recomandă utilizarea de valori mici ale rezistenţei admisibile, de ordinul aai = 1,5 ... 2,0 daN/mm2.

Grosimea corpului se poate aprecia orientativ cu relaţia s = (7 ... 10) D [mm], (5.55)

unde D este diametrul corpului, în m. Grosimea căptuşelii, în afara cerinţelor tehnologice, trebuie să satisfacă

condiţia realizării unei temperaturi a corpului metalic sub 200 ... 250°C. Detalii de construcţie a corpului şi calculul la solicitare complexă (înco-

voiere, forfecare şi torsiune), considerînd corpul ca un înveliş cilindric cu perete subţire, sînt date în lucrările [9, 10],

5.5.4. Hota convertizorului şi mecanismul său de acţionare

Hotele convertizoarelor de mare capacitate sînt acţionate cu dispozi-tivele de ridicare (fig. 5.35), care realizează ridicarea acestora pe perioada de basculare a convertizoarelor. Pentru a se asigura stabilitatea sistemului, cablurile de suspendare 6 se fixează la hota 2 sub centrul de greutate al aces-

356

teia. Lanţurile de siguranţă 8 asigură suspendarea liotei în cazul ruperii cablurilor de suspendare.

Greutatea contragreutăţii Gc se determină din condiţia egalităţii for-ţelor de acţionare la ridicarea şi coborîrea hotei:

Gh (sin a + w cos a) — — Gc = Gc - Gh (sin a - w cos a) rls, (5.56) 'îs

Fig. 5.35. Hota convertizorului şi mecanismul de acţionare a acesteia: 7 — corpul convertizorului; 2 — hota; 3 — căptuşeala din plăci de oţel sau fontă; 4 —gură de vizitare; 5 — conductă de evacuare; 6 — cabluri de suspendare; 7 — role; 8 — lanţuri de suspendare (siguranţă); 9 — role de susţinere şi ghi-dare; 10 - cale derulare; 77 - traversă; 12 - troliu; 13 - palan; 14 - contragreutate; 15 - lanţuri de suspendarea

contragreutăţii 14 la traversa 77.

unde: Gh este greutatea hotei; w — rezistenţa specifică la deplasarea hotei pe calea de rulare; y)s — randamentul scripetelui superior; a — înclinarea căii de rulare, rezultînd:

Gc = [sin «(1 + + w cos «(1 - yfil (5.57)

Momentul necesar la axa tamburului mecanismului de acţionare este

Gft (sin a. + w cos a) Gc

Mt = 3î (5.58) 7pY]p 2

unde: sînt respectiv raportul de transmitere şi randamentul palanului; DT — diametrul tamburului.

Cablurile de suspendare se calculează la forţa FC1 = 0,5[Gft (sin z + w cos «) + GJ, (5.59)

iar cel de acţionare la forţa FC2 = GN (sin a -f- W cos a) — GE. (5.60)

5.6. Utilajele instalaţiilor de extragere a aluminiului

5.6.1. Dispozitive mecanice la cuva de electroliză

Tijele anodice pentru suspendarea anozilor la cadrul anodic au construc-ţia din fig. 5.36, a şi se montează în anozi conform fig. 5.36, b. Tijele 1 se execută din aluminiu, iar piesele de legătură 4 din oţel (OL 37). Crestătura 2

a b Fig. 5.36. Ti je anodice:

a — elemente componente; b — schema de montare la anozi: 7 — tija de suspendare: 2 — crestătura; 3 — zonă de prindere a anozilor; 4 — piese de legătură; 5 — tije cilindrice; 6 — anozi.

serveşte pentru suspendarea anozilor de către maşina tehnologică (v. para-graful 5.6.2) la schimbarea individuală a acestora sau la ridicarea ramei anodice din poziţia limită jos în poziţia limită sus, fără întreruperea proce-sului de electroliză.

358

Dimensionarea elementelor componente ale tijelor anodice se efectuează prin calculul electric al acestora, considerîndu-se densităţile: anodică 0,7 ... 0,8 A/cm2, în barele de otel 0,15 A/mm2 şi în barele din aluminiu 0,25 .... ... 0,30 A/cm2.

F i g . 5 .37 . Dispoz i t iv de pr indere a t i j e l o r a n o d i c e : 1 — pirghie de fixare; 2 — sabot; 3 — ax de acţionare; 4 — cap patrat; 5 — re-sort; 6,12— axe; 7 — camă; 8,9, 10 — pîrghii articulate; 11 — culisă; 13 —

rolă; 14,15 — suporţi.

Prinderea tijelor la cadrul anodic se efectuează cu dispozitive de prin-dere (fig. 5.37), care sînt acţionate pentru închidere şi deschidere de mecanis-mul corespunzător de pe maşina de deservire a cuvelor (v. paragraful 5.6.2). Cinematica sistemului de pîrghii rezultă din figură. Deschiderea se efectuează prin rotirea axului de acţionare 3 prin capul său patrat 4, iar apăsarea sabo-tului 2 pe tija anodică, în poziţia închis, este realizată de resortul 5 şi cama

359

de blocare 7. Momentul de torsiune al resortului trebuie să asigure o forţă de apăsare a sabotului pe tija anodică care să creeze o forţă de frecare tijă-bară anodică teoretic egală cu greutatea ansamblului tija-anozi (caracteris-ticile resortului: moment de torsiune ia prestrîngere 2 daNm, unghi de des-făşurare 7°, lungime în stare liberă 200 mm, număr de spire 10). Excentrici-tatea camei este de cca 4 mm.

Dispozitivul ele acţionare a cadrului anodic, montat la fiecare cuvă, are construcţia din fig. 5.38, în care se dau şi detaliile caracteristice. Cadrul ano-dic este suspendat fie la traversa continuă 3, într-un număr suficient de puncte pentru a-1 considera o grindă cu sarcină continuă, fie în două puncte la ghea-rele 4, în acest caz fiind o construcţie autoportantă. Secţiunea cadrului anodic, uzual de 100 X 400 mm, se majorează în cel de-al doilea caz (cca 120 X X 550 mm). Construcţia metalică 1 se montează izolat pe suporţii din P.V.C.

dur. Curentul este alimentat la barele anodice, montate izolat la cadru, prin pachete elastice de lamele de aluminiu.

Caracteristicile dispozitivului sînt date în tabelul 5.8. Calculul se efec-tuează ca pentru un mecanism de ridicare, ţinînd seama de datele din acest tabel.

Tabelul 5.8

Caracteristicile dispozitivului de coborîre a anozilor


Sarcina (greutatea cadrului anodic cu 16 anozi) daN 30 000

Cursa mm 400

Motor de acţionare putere viteză de rotaţie

k W rot/min

4 3 000

Viteză de ridicare mm/min 100

Şurub de acţionare diametru pas

mm 100 10

Dimensiuni de gabarit m m 8 500 X 1 400 X 4 000

Greutate proprie daN 3 000

360

Şurub de ridicare

Secţiunea B-B

Secţiunea A-A ÎS

Fig. 5.38. Construcţia dispozitivului de coborîre a anozilor: 7 — construcţie metalică; 2 - suporţi izolaţi; 3 - traversă; 4 - gheare; 5 — traverse mobile; 6 - coloane de ghidare; 7 — motor; 8 - reductor; 9 - ax de transmisie; 10 _ lagăre; 77 — reductoare raelcate; 72 -şurubur i ; 13 - cadrul anodic; 7-7 — tije anodice cn anozi; 15 - piuliţă; 16 - lagăr inferior; 77 - lagăr superior; 18 — bur-

dufuri de protecţie; 19 — piese de ghidare.

5.6.2. Maşină tehnologică multipoziţională de deservire a cuvelor de electroliză

Deservirea cuvelor de electroliză reclamă existenţa unor utilaje care să execute o serie de operaţii cum sînt: alimentarea cu alumină, spargerea crustei, schimbarea individuală a anozilor cunsumaţi. Organizarea acestei deserviri se prezintă în schema din fig. 5.39.

Operaţiile expuse se execută în general cu ajutorul maşinii tehnologice multioperaţionale de deservire a cuvelor care circulă pe căi de rulare supe-rioare la cota de + 5,9 m. Pentru a se asigura operativitatea deservirii cuve-lor de electroliză, există posibilitatea utilizării unor utilaje ajutătoare (v. fig. 5.39) semiporticul de deservire a cuvelor. Acesta preia operaţia de spargere a crustei din cuvele de electroliză pregătind-o pentru recoltare şi ulterioara alimentare cu alumină. Celelalte operaţii în această situaţie se execută cu maşina tehnologică de deservire a cuvelor.

Maşina este un utilaj complex, care concentrează pe spaţiul a două cărucioare tehnologice, principal şi auxiliar, toate utilajele de deservire a cuvelor. Maşina este prezentată în fig. 5.40 si este un pod rulant specializat, cu două cărucioare; căruciorul tehnologic principal care circulă printre grinzile principale şi căruciorul auxiliar care circulă în lateral, în consolă, asigurîndu-se în acest mod independent în deplasare a celor două cărucioare.

Operaţiile tehnologice ce se efectuează cu ajutorul căruciorului tehno-logic principal sînt: alimentarea cuvelor cu alumină, spargerea crustei, schim-barea individuală a anozilor consumaţi.

Mecanismul de alimentare cu alumină cuprinde buncărul 5, alimentat pneumatic prin racordul 7 de la buncărele de zi. Alumina se introduce în cuvă după spargerea crustei prin tijele tubulare 13, 14 şi jgheabul 18.

Mecanismul de spargere a crustei cuprinde ciocanul perforator 19 prevă-zut cu două mişcări: de ridicare (coborîre) prin sistem de pîrghii şi de avans (pe distanţa de cca 1 000 mm) prin paralelogramul deformabil format de tijele tubulare 12. Ambele mişcări se realizează prin acţionare pneumatică.

Mecanismul de schimbare individuală a anozilor cuprinde un cilindru de suspendare a anozilor 10 (v. fig. 5.41) (corespunde cu tija anodică în cres-tătură v. fig. 5.36) şi cilindrii 17 (fig. 5.41) care realizează poziţionarea pe verticală respectiv rotirea cheii de blocare sau deblocarea camelor (v. fig. 5.37).

Poziţionarea precisă a organelor de lucru ale mecanismelor ce deservesc cuva de electroliză se face prin rotire (toate sînt montate pe platforma roti-toare 12) şi prin oscilarea (pentru jgheab şi ciocan perforator) şi ridicarea (coborîre) ciocanului perforator.

Căruciorul auxiliar execută operaţiile: recoltarea aluminiului şi suspen-darea anozilor pe timpul ridicării cadrului anodic în poziţia limită-sus. în acest sens căruciorul cuprinde un tambur cu două palane 34 solidarizate prin traversa 26 care serveşte pentru suspendarea centrală a oalei de recol-tare a aluminiului, sau suspendarea exterioară a cadrului anodic.

362

F i g . 5 .39 . S c h e m ă de organizare a descărcăr i i c u v e l o r de e l e c t r o l i z ă : 7 _ cuvâ de electroliză; 2 — maşină tehnologică multipoziţională de deservire a cuvelor de electroliză; 3 — cărucior tehnologic principal; 4 — cărucior tehnologic

auxiliar; 5 — electropalane; 6 — semiporticdc deservire a cuvelor; 7 — căruciorul tehnologic al semiporticului.

b Fig. 5.40. Schema cinematică a maşinii tehnologice suspendată de deservire a cuvelor de electroliză:

7 - grinzi principale pod; 2 — grinzi de capăt; 3 - cărucior tehnologic principal; 4 — mecanism de deplasare cărucior; 5 - buncăr de alumină 6, 7 -racorduri' S — închizător; 9 - conductă; 10 - coroană dinţată; 77 - motor; 12 - platformă rotitoare; 13,14 - paralelogram deformabil (din conducte); 15,16 - cilindri pneuma-tici; 77 - post de comanda; 18 - jgheab de alimentarea aluminei; 19 - ciocan perforator; 20 - cadrul căruciorului tehnologic auxiliar; 27 — motor- 22 - mecanism de ridicare; 23 — role de ghidare; 24 — palan de ridicare; 25 — traversă mobilă; 26 — cîrlige; 27 - cîntar; 28 — oală de recoltare; 29, 30 - racorduri- 31— post comandă cărucior auxiliaţ;; 32 — cadru de susţinere temporară; 33, 34 - conducta şi racordul aeroglisierei; 35 - compresor; 36 - filtru; 37 - rezervor; 38 - ra-

cord de distribuţie.

Maşina cuprinde de asemenea o staţie de aer comprimat proprie ce alimentează cilindrii pneumatici şi oala de recoltare (ejecţie la um-plere cu aluminiu şi suprapresare la eliminarea acestuia în oala de transport).

Fig. 5.41. Construcţia căruciorului tehnologie principal: 7 — cadru; 2 — grinzile principale ale podului; 3 — buncăr de alumină; 4 — grinzi de capăt ale podului; 5 — platformă rotitoare; 6 — racord de scurgerea aluminei; 7 — ciocan perforator; 8 — post de comandă; 9 — tijă anodică; 10 — dispozitiv de suspendare şi prindere a tijei anodice; 77 — electropaiane; 72 — că-rucior tehnologic auxiliar; 13 — role de ghidare superioare; 14 — role de ghidare inferioare; 75 — cîrlig;

16 — post de comandă auxiliar; 77 — cilindri de poziţionare.

Comanda mecanismelor de pe căruciorul principal se face de la postul 17 iar a celor de pe căruciorul auxiliar de la postul suspendat 31.

Construcţia celor două cărucioare ale maşinii este prezentată în fig. 5.41 şi fig. 5.42 iar caracteristicile acestora în tabelul 5.9.

365

/ — cadrul căruciorului; 2 — roată antrenată; 3 — motorul mecanismului de deplasare a căruciorului; 4 — motorul me-canismului de ridicare; 5 — reductor; 6 — tambur de cablu; 7 — cadru culisant; 8 — rolele de ghidare ale cadrului .culisant; 9 — role de ghidare superioare pentru mecanismul de deplasare a căruciorului; 10 — idem, inferioare r

11 - cîrlig.

Tabelul 5. 9

Caracteristicile maşinii tehnologice suspendate de deservirea cuvelor de electroliză a aluminei


măsură Valori

Podul Ecartament înălţimea căii de rulare (de la sol) Viteză de translaţie

mm

mm m/min

17 200 5 800

72

Cărucior principal Volumul buncărului Viteză de deplasare Viteză de rotaţie (orientare a

cabinei)

m3

m/min

rot/min

4,5 25

2

Cărucior auxiliar Forţa troliu lui Viteză de deplasare Cursă de ridicare Viteză de ridicare

kN m/min

mm m/min

120 27

3 400 4,6

Mecanism de schimbare a anozilor

Forţă maximă minimă

kN 50 5

Cursă de ridicare mm 1 980

Viteză la ridicare

la coborîre m/min 4,0

3,0

Mecanism de acţionare a dispozitivului de prindere a anozilor

Moment de strîngere Moment de desfacere

daNm ;

1

80 40

în calculul mecanismelor trebuie să se ţină seama de următoarele. Me-canismele de rotire şi oscilare de pe căruciorul principal (schema de calcul este dată în fig. 5.43, a) se echilibrează prin dimensionarea şi amplasarea corespunzătoare a elementelor componente, astfel încît centrele de greutate ale ansamblului oscilant G± şi platformei rotitoare G2 să se găsească teoretic pe axa de rotaţie. Rotirea efectuîndu-se de regulă cu mecanismul de oscilare în poziţie limită înapoi, condiţia menţionată pentru Gx trebuie realizată în această poziţie. Se asigură în acest fel un moment de răsturnare minim, solicitarea rulmentului platformei fiind predominant axială. Momentul de răsturnare ce apare la poziţia limită înaintea mecanismului de oscilare (plat-

367

forma fiind în repaos) este preluat cîe resoarte. Pentru ca forţa de oscilare să fie minimă este necesar ca centrul de greutate al ansamblului oscilant Gt să se afle chiar pe verticala articulaţiilor a ale barelor paralelogramului defor-mabil.

j g 6

i-it±i-*-//

Fig. 5.43. Scheme pentru calculul mecanismelor de rotire şi oscilare [a) şi de deplasare a căruciorului auxiliar (b).

în aceste condiţii, momentul maxim faţă de articulaţiile de oscilare b este

M = Gi-j. (5.60)

unde s este cursa mecanismului de oscilare, iar forţa necesară la cilindrii pneumatici de acţionare este

F c = G " , (5.61)

unde h1 este cota articulaţiei tijelor pistoanelor cilindrilor pneumatici. Unghiul de oscilare (5.62) 2 h

unde h este cotă constructivă, iar cursa pistoanelor cilindrilor pneumatici rezultă

s p = ^ s . (5.63)

Momentul rezistent la axa de rotaţie a platformei este

MR = (G1 + G2) i ( 5 . 6 4 )

368

unde fir este coeficientul de frecare în rulmentul axial-radial. Rulmentul se alege sau se dimensionează conform celor date în cap. 1. Arcurile de suspensie la platformă a mecanismului de oscilare se calcu-

lează la o variaţie a forţelor de apăsare

Fimin = h. < F1 < Ft max = Ş , (5.65)

Fimin = f < < F2max = G, , (5.66)

unde: L, Lx sînt cote constructive. Mecanismul de deplasare a căruciorului auxiliar se calculează ţinînd

seama de rezistenţa introdusă de rolele de preluare a momentului de răstur-nare (fig. 5.43, b). *

Apăsările pe aceste role sînt

H = G-~, (5.67) h

unde: G este greutatea totală a căruciorului încărcat cu sarcina maximă; e — excentricitatea centrului de greutate faţă de planul căii de rulare, rezultînd expresia rezistenţei la deplasare

W = G + 2e- (5.68)

unde: wlf w2 sînt rezistenţele specifice la deplasare respectiv ale roţilor de rulare şi rolelor de ghidare.

Celelalte mecanisme se calculează uzual.

5.6.3. Instalaţii de ventilare şi de defluorizare a gazelor

Pentru ventilarea halelor de electroliză se foloseşte uzual sistemul meca-nic de tipul jos-sus, cu distribuţia aerului conform schemei din fig. 5.44. Aerul este debitat prin canalele laterale 1 în canalele longitudinale bilaterale de distribuţie 2. Din acestea, prin racordurile 3 aerul trece în canalele peri-ferice 4, care înconjoară fiecare cuvă de electroliză 5 şi iese în hală, prin gră-tarele 6, îmbrăcînd fiecare cuvă într-o perdea de aer proaspăt. Prin încăl-zirea aerului, apar curenţi ascensionali care antrenează gazele anodice, aspi-rate de ventilatoarele plasate în plafonul halei (v. fig. 5.7).

Debitul necesar de aer de ventilare a instalaţiei se stabileşte cu una din relaţiile:

Qa = nclQac; Qa = nclGcqa i , (5.69-5.70) 60

unde: Qac este debitul mediu de aer pe cuvă, în m3/min cuvă (Qac — 75 ... ... 125 m3/min cuvă); qa — debitul specific de aer de ventilare, în m3/kg de aluminiu (<7orr250 ... 350 m3/kg); ncl, Gc — numărul de cuve dintr-o instalaţie,

369

respectiv producţia orară a unei cuve, presiunea necesară fiind de ordinul 50 ... 60 mm H20. Ventilatoarele se distribuie pe tronsoane de cuve; debitul unui ventilator este în medie de 1 000 ... 1 500 m8/min, revenind un venti-lator la 15 ... 20 cuve de electroliză.

Defluorizarea gazelor se efectuează în scrubere orizontale sau verticale de con-strucţie specială, plasate pe platforma halei, în podul tehnic al acesteia (v. fig. 5.7). Construcţia unui scruber orizontal este dată în fig. 5.45 [16]. Defluorizarea se realizează prin absorbţia fluorului din gaze într-o so-luţie de carbonat de sediu 3%. Soluţia este alimentată prin conducta 72 în rezervorul 77 al scruberului, cu volumul de cca 1 m3, din care este continuu recirculată cu pompa 15 pînă la saturare, (intoxicare), cînd atinge o concentraţie de cca 60 g fluor/1. în a doua etapă de funcţionare, soluţia saturată este avansată prin racordul 13, într-un rezervor tampon al instalaţiei de regenerare a să-rurilor de l'luor şi se alimentează soluţie proaspătă. Gazele anodice sînt aspirate prin gurile de aspiraţie 7, de către ventilatorul axial 3, trec prin separatorul de picături 17 şi părăsesc scruberul cu o concentraţie de 0,01 ...0,1 mg fluor/m3, fiind evacuate în atmosferă.

Scruberele se montează pe plafonul halei în zig-gaz, conform fig. 5.46 şi se racordează cîte două la conductele de evacuare a soluţiei saturate. Acestea sînt formate din jgheaburile deschise 7, care se leagă prin tronsoanele de con-ductă 2 la conducta colectoare 3, care conduce soluţia în rezervorul tampon. Jgheaburile 7 au o pantă medie de 3%, iar conducta colectoare 3 de 7 ... 8%.

Scruberele verticale au construcţia din fig. 5.47 [17]. Ele se amplasează jn halele de electroliză conform fig. 5.7.

în tabelul 5.10 se prezintă caracteristicile instalaţiilor de defluorizare. Instalaţia se dimensionează pornind de la condiţia de reîmprospătarea

atmosferei halei în medie de 20 ... 22 ori pe oră. Din cele menţionate rezultă debitul total pentru o instalaţie de electroliză amplasată într-o hală de volum V [m3]

Qn = (20 ... 22) Z ~ 0,35V [m»/min]. (5.71)

Numărul de scrubere este funcţie de debitul ventilatoarelor în medie debitul ventilatoarelor este de 3 000 m3/min, rezultînd un scruber la 4 ,,, 6 cuve de electroliză.

1 5 8 2 ^ / / / n

h=±

pt. /

- L

/ !

—f

7 1

F i g . 5 .44 . S c h e m a de d i s t r ibuţ ie a aerului de vent i la re la cu vele

de e lec t ro l iză : 7 — canale laterale; 2 — canale longitudinale; 3 — racorduri; canale periferice; 5 — cuvă

de electroliză; 6 — grătare

370

Secţiunea B~b

Vederea din C

Fig . 5 .45. Construcţ ia scrubcrului cu cameră de spălare or izonta lă : 7 — gură de aspirare; 2 — grătar; 3 — rotor axial cu palete cauciucate; 4 — stator ;5 — lagăre; 6 — arbore; 7 — transmisie cu curele trapezoidale; 8 — motorul venti-latorului; 9 — cameră de spălare; 10 — suporţii elastici; 77 — rezervor de soluţie; 12 — racord la conducta de alimentare cu soluţie proaspătă; 13 — racord la jgheabul

de evacuare a soluţiei saturate; 14 — conductă la pompă; 15 — pompă; 16 — robinet; 77 — separator de picături; 18 — garnituri de etanşare.

Tabelul 5.10

Caracteristicile scruberelor de defluorizare a gazelor


măsură

Valori pentru scruber cu cameră de spălare

orizontală verticală

Dimensiunile camerei de spălare

Caracteristicile ventilatorului axial

Suprafaţă de aspiraţie

Diametru

Lungime

Volumul rezervorului de soluţie

Debit

Viteza de rotaţie a rotorului

Diametrul rotorului

Depresiune

Putere de acţionare

3 000

7 000

cca 1,0

m3/min

rot/min

m m H , 0

kW

Debit

Presiune

Caracteristicilc pompei de stro- Putere de pire acţionare

Suprafaţa separatorului de picături

Greutate totală

3 000

565

2 000

16 ... 20

22

3,6(2 ... 5)

rrimHoO 18 ... 25

kW

daN

15 ... 22

17

2 800

3 800

jgheab 0,7 m3

1 800

820

1 600

38—40

30

4,4

14,6

cca 22 000

2 2 — 2 8

30

4,5

D = 1 800 mm L = 7 800 mm

7 000

372

Dimensiunile camerei de stropire se stabilesc din condiţia de a se asigura un timp de contact a gazelor cu soluţia tc [s], din relaţiile

(5.72)

(5.73)

Aw _ halei

Pereteie haiei

Fig . 5 .46. Montarea scruberelor şi racordarea la con-ducte :

7 -- jgheaburi deschise; 2 — tronsoane de conductă; 3 — conductă colectoare.

unde: As, Ls sînt respectiv secţiunea transversală şi lungimea camerei; vg — viteza gazelor în camera de stropire.

Aâloarea vg se adoptă în medie 5 ... 7 m/s, rezultînd la dimensiuni accep-tabile (Dt ~ 3000 mm, Ls oa 6000 mm) un timp de contact tc de cca 1 s, suficient pentru realizarea unei defluorizări cu randament de peste 85 ... 90%.

Debitul pompei de stropire a lichidului se calculează cu relaţia Qs = QAs [m3/min], (5.74)

unde qs este consumul specific de soluţie, în m3/m3 de gaz (#s ~ 0,001 ... ... 0,0015 m3/m3).

Trebuie menţionat faptul că ventilarea halelor de electroliză este regla-bilă în funcţie de anotimp, pentru a se preveni răcirea electrolitului în cuve şi întreruperea procesului. La temperatura de cca 0°C debitul de'aer de ven-tilaţie se reduce la 50% din debitul nominal, iar la temperaturi mai joase la 25% din acesta.

5.7. Utilaje specifice instalaţiilor de fabricare a anozilor precopţi

5.7.1. Amestecătoare de pastă

Amestecătoarele de pastă realizează amestecarea masei carbonice cu liantul la temperatura de 100 ... 120°C, obţinîndu-se o pastă plastică şi omo-genă.

373

F i g . 5 .47 . C o n s t r u c ţ i a scruberelui cu c a m e r ă de spălare v e r t i c a l ă : 7g _ legătură elastică; 20 - gură de vizitare; 21 - cabluri de ancorare. Celelalte

notaţii au aceeaşi semnificaţie ca în fig. 5.45.

Fig. 5.48. Amestecător de pastă cu două axe: 1,6— lagăre; 2,3 — pereţi frontali; « 4 — suporţi de susţinere; 5 — guseu de susţinere a lagărului; 7 — capac; 8 — jgheab de descărcare; 9 — condensator; 10 — roată dinţată; 11 — cuplaj; 12u — reductor; 13 — motor; 14 — izolaţie din vată de sticlă; 15 — colector de vapori; 16, 17 — carcasă; 18 — condensator; 19 — conductă de vapori; 20 — gură^de încărcare; 21 — 23 — ax cu palete; 22 — palete; 24 — braţ de cuplare (decuplare) a axului cu palete; 25 — cuplaj cu

fricţiune.

Construcţia unui tip de amestecător este prezentată în fig. 5.48. Alimen-tarea amestecătorului se efectuează pe la partea superioară, iar descărcarea prin fund la celălalt capăt al amestecătorului. Amestecătorul are ca elemente active de amestecare două axe cu palete.

5.7.2. Prese de anozi

Presele utilizate pentru presarea anozilor sînt principial de două tipuri: de matritare si de extrudare. Ele sînt prese hidraulice de mare presiune (200 ... 400 atj.

Presarea în matriţă a masei carbonice se execută pe prese hidraulice, mecanizate cu mase rotitoare cu trei poziţii amplasate la 120° corespunzînd fazelor: încărcarea masei carbonice în matriţă, presarea anodului şi evacuarea anodului crud (toate operaţiile au loc simultan). Masa carbonică este men-ţinută la 350 ... 450 daN/cm2 timp de 15 ... 20 s, la temperaturi de 60 ... 80°C realizată în camera de încălzire electrică a matriţei.

Presele de extrudare se folosesc pentru obţinerea de anozi lungi sau a unor serii de mai mulţi anozi. Ele lucrează în două faze: de presare, cu scopul de îndepărtare a aerului din masa carbonică şi a compactizării acesteia şi de extrudare.

5.7.3. Maşină tehnologică suspendată pentru deservirea celulelor de coacere a anozilor

Maşina mecanizează toate operaţiunile procesului tehnologic de coacere a anozilor: alimentarea anozilor cruzi; evacuarea anozilor copţi; împache-tarea anozilor în praf de antracit; evacuarea prafului de antracit; deschiderea şi închiderea celulelor; transportul anozilor de la şi la căile cu role de alimen-tare, respectiv de evacuare.

Schema cinematică a maşinii şi în special a căruciorului tehnologic, pe care sînt montate toate utilajele tehnologice, este prezentată în fig. 5.49. Căruciorul se deplasează pe grinzile principale ale podului cu mecanisme de deplasare, de regulă individuale (cu acţionare pe o roată). Mecanismul de manipulare a anozilor este format din troliul 10 cu două tambure, care depla-sează pe verticală coloana 8, ghidată în caja de ghidare 9. La capătul coloanei se găseşte cadrul 7 la care sînt articulate ghiarele 3 de prindere a anozilor şi pîrghiile articulate 7 de acţionare a ghearelor, acest ansamblu constituind cleştele de manipulare a anozilor. Cleştele este acţionat de cilindrul pneu-matic 4, articulat la coloană. Anozii sînt manipulaţi în grupuri de 6 ... 10, uzual şapte bucăţi. Troliul de ridicare asigură două poziţii limită ale cleşte-lui: superioară ( + 3000 mm), de deplasare a anozilor şi inferioară (—4000 mm), de introducere a anozilor în celula de coacere. Instalaţia de transport pneu-matic, pentru împachetarea anozilor în praf de antracit şi evacuarea acestuia din celule, lucrează prin aspirare. Ea este formată din conducta 14 cu sorb, buncărul (separatorul) 72, cicloanele 76, 77 şi 18 (două cicloane 18 în para-

376

Fig. 5.49. Maşină tehnologică suspendată pentru de-servirea celulelor de coacere a anozilor:

7 — cărucior tehnologic, 2 — grinzi principale pod; 3 — gheare; 4 — cilindrul pneumatic; 5 — tijă; 6 — pîrghii; 7 — traversă; 8 — coloană culisantă; 9 — cajă de ghidare; 70 — troliul de ridicare a cajei; 77 — troliu auxiliar (pentru aplicarea capacelor); 72 — buncăr pentru antracit; 13 — închizători; 14 — conductă telescopică; 75 — conductă de aspirare; 16, 77, 18 — cicloane; 19 — exhaustor; 20 — saci; 21 — orificiu; 22 — mecanism de deplasare; 23 — aparatură

electrică de comandă; 24 — compresor.

lei) şi exhaustorul 19. Alimentarea prafului în celulă, după fiecare strat de anozi, se realizează gravitaţional. Ambele conducte 14 şi 15 sînt telescopice, pentru a putea fi coborîte pînă la cota —4000 mm. Pe cărucior se plasează compresorul 24 şi mecanismul de ridicare 77, folosit pentru manipularea ca-pacelor şi operaţii auxiliare. Instalaţia pneumatică asigură practic recupera-rea a 90 ... 95% din praful de antracit, restul de 5 ... 10% pierzîndu-se prin ardere, antrenări mecanice sau se recuperează periodic clin cicloane. Comple-tarea periodică a acestor pierderi se efectuează de la un buncăr de praf de antracit.

Caracteristicile principale ale căruciorului tehnologic sînt date în tabelul 5.11.

Tabelul 5.11

Caracteristicile maşinii tehnologice suspendate pentru deservirea celulelor de coacere a anozilor


măsură Valori

Greutatea căruciorului daN 15 000 Greutatea totală a podului daN 105 000

Forţa maximă pe roată kN 280

Puteri pentru: — translaţie pod kW 2 x 1 1 — translaţie cărucior kW 2 x 5,5 — ridicare principală kW 18,5 — ridicare auxiliară kW 18,5 — instalaţie hidraulică kW 5,5 — instalaţie pneumatică kW 4,0 — grup de aspiraţie +

refulare kW 2 x 37

Viteze pentru: — ridicare principală m/min 13,5 — ridicare auxiliară m/min 4,8 — translatie cărucior m/min 31,0 — translaţie pod m/min 30,0

Mecanismul de manipulare a anozilor este prezentat în fig. 5.50. Puterea de acţionare a troliului cleştelui de anozi este

P = GanasWr [^W] ţş

unde: kf este coeficient de introducere frecarea coloanei în caja de ghidare (kf 1,1 ... 1,2); Gc, Ga — greutatea coloanei cu cleştele, respectiv greu-

378

tatea unui anod, în daN; vr — viteza de ridicare, în m/min; nas — numărul de anozi încărcaţi simultan; vj — randamentul troliului.

Cilindrul pneumatic de acţionare a cleştelui se calculează conform sche-mei din fig. 5.51. Apăsarea totală necesară pe colţii cleştelui este

F i g . 5 .50 . Mecanismul de m a n i p u l a r e a anozi lor :

7 — anozi; 2 — ghiare; 3 — pîrghii; 4 — tijă de acţio-nare; 5 — legătură elastică; 6 — pîrghia cotită; 7 — cilindru pneumatic; 8 — cajă de ghidare; 9 — coloană culisantă; 10 — palane; 77 — mecanism de ridicare";

72 — constructia metalică a căruciorului.

2 N = nasG<i V-

(5.76)

unde ji, este coeficientul de frecare anod-anod. Din ecuaţiile de momente faţă de punctele O şi Oj se obţine forţa necesară la pistonul cilindrului pneu-matic

F P = K a c i b d \x

r a c 1 x T„ (5.77)

Smin

F i g . 5 .51 . S c h e m a de ca lcul a mecanismulu i de a c ţ i o n a r e a ghiare lor pentru pr inderea ano-

zilor.

Cursa pistonului cilindrului este b d

a c (5.78)

unde smax, sm,!n

telui. sînt deschiderile maximă, respectiv minimă ale ghiarelor cleş-

379

Viteza necesară a pistonului este

* ' (5-79) tp unde tp este timpul tehnologic de prindere a grupului de anozi (de închidere-deschidere a cleştelui) (tp ~ 10 ... 15 s).

Instalaţia de transport pneumatic se calculează în mod uzual [6, 7, 14 etc.] la debitul de aer

Qa = [m3/min], (5.80) T pa

•unde: Gpa este debitul necesar de praf de antracit, în daN/min; \_pa — greu-tatea volumică a prafului de antracit, în daN/m; dv — dozajul volumetric.

Dozajul volumetric se adoptă 1/200 ... 1/300. Depresiunea necesară ht se stabileşte cu relaţia

h = ky a „2

H\d;, •• (1 ; 0.7,/s)j [mmHjO], (5.8.1)

unde: kp este coeficientul ce introduce pierderile de presiune pe traseu (kp c^ 1,2 ... 1,3); ja — greutatea specifică a aerului, în daN/m3; iJ, — înălţimea totală de transport, în m [Ht « 15 m (de la cota — 4 m, la cota + 11 m)]; ^ — dozajul gravimetric; va — viteza aerului (de transport), în m/s.

Dozajul gravimetric este

dg = d v ^ , (5.82) Y a

unde: y,„ este greutatea specifică a antracitului, în daN/m3, iar viteza de transport va se determină în funcţie de viteza de plutire [7,14] sau se adoptă va = 15 ... 30 m/s.

Din relaţiile anterioare rezultă presiunea exhaustorului p = 1 - ht- 10~4[ata], (5.83)

şi puterea motorului de acţionare a acestuia

Qa>>. x ic

unde r\e este randamentul exhaustorului (7]e c^ 0,6 ... 0,7)

p = [ k W j ( 5 > S 4 ) 60 x 1027], J v ;

380

E R A T Ă

Pagina Rîndul în ioc do Se va citi

251 5 de sus R±a + R2l' — GJt — G3/ j—G t l , j i?1a+i?2i'——Ggls—G3l3—G4l4

251 5 de sus 4 /

251 3 de sus ... din fig. 4.14 . . .din fig. 4.13

253 16 de sus Ma + Ms = Mdin Md = Ms + Main

315 15 de jos Gi = KnGmat 4- ?c2 + Ies) Gt = KnGmat.h(qcl + qoi + gcs)

330 5 de jos 1037]

p wm * ri — '

1027)

378 3 de jos p kf(Ge + Ganas) VT p M G c + Ga»as) vr 378 3 de jos 60 X 1 03y) 60 X102v)

Date post:	28-Jul-2015
Category:	Documents
Upload:	daniel-nitu
View:	254 times
Download:	0 times

I. Oprescu, I. VÃ¢rcolacu, M. GuÅ£u, F. Gheorghiu, Gh. BraniÅŸte - MaÅŸini ÅŸi utilaje...

Documents