Mahlanlage anit Walzenreihen Die Erfindung betrifft eine Mahlanlage mit min destens zwei nebeneinander angeordneten Walzenpaa ren, deren zusammenarbeitende Walzen verschiedene Umlaufgeschwindigkeiten und gleichen Achsenabstand haben, wobei die nebeneinander angeordneten Walzen durch Kupplungen miteinander verbunden sind.
Die in den Mühlen verwendeten Mahlanlagen bestehen aus Walzen höherer Umlaufgeschwindig keit (im weiteren Walzen I), die meistens fest im Gestell angeordnet sind, und aus Walzen niedrigerer Umlaufgeschwindigkeit (im weiteren Walzen II), die meistens schwenkbar im Gestell gelagert sind. Die Walzen I sind durch einfache Kupplungen und die Walzen II durch bewegliche Kupplungen hintereinan der geschaltet. Die verbreitete Verwendung von Ver bindungen mit Kupplungen ist damit zu erklären, dass dadurch ein unfallgefährlicher übertragungsmechanis- mus beseitigt werden kann, wobei die Mahlarbeit noch verbessert und der Platzbedarf verringert wird.
Ferner wird ein ruhigerer Lauf der Walzenpaare erzielt.
Eine Differenz der Umlaufgeschwindigkeiten der zusammenarbeitenden Walzen von gleichen Durch messern wird durch die Verwendung eines vom Dreh zahlverhältnis 1 : 1 abweichenden übertragungsme- chanismus in der Form eines Getriebes erreicht. Wei sen hingegen die zusammenarbeitenden Walzen ver schiedene Durchmesser auf, so kann das Drehzahl verhältnis auch 1 : 1 sein. Bei solchen Mahlanlagen wird angenommen, dass die Walze I und die Walze II antreibt und die zurückgeführte Blindleistung un wesentlich ist.
Diese Annahme ist jedoch unrichtig und es werden bei solchen Walzenverbindungen die Kupplungen so stark beansprucht, dass nur Walzen von drei oder vier Walzenpaaren verbunden werden können. Bei der Ausbildung von Mahlwalzwerken wird jedoch die Verbindung von mehreren Walzen paaren erstrebt. Je mehr Walzenpaare verbunden werden, um so grösser ist das Drehmoment, welches die einzelnen Kupplungen bei den bekannten Ausführungen zu übertragen haben, so dass die Kupplungen immer stär ker und grösser ausgebildet sein müssen. Die Verwen dung von grossen und starken Kupplungen wird durch den zwischen den Walzen vorhandenen Platz bzw. durch die vorhandenen Wellendimensionen begrenzt.
Abgesehen von ganz geringen Belastungen wird die Walze II nicht durch das Getriebe, sondern durch das Mahlgut angetrieben. Demnach überträgt die Walze 1I durch das Getriebe eine bedeutende Blindleistung auf die Walze I.
Zweck der Erfindung ist eine Lösung vorzuschla gen, bei welcher die Beanspruchung der Kupplungen und der Wellen vermindert und die Verbindung von mehreren Walzen in einer Mahlanlage bei zunehmen der Betriebssicherheit erzielt wird.
Im Sinne der Er findung wird dies dadurch erreicht, dass bei einer aus Walzen von gleichem Durchmesser bestehenden Mahlanlage zwischen dem Antrieb und einem Ge triebe zum Erzielen von verschiedenen Umlaufge schwindigkeiten mindestens ein Walzenpaar ange ordnet ist, während bei einer aus Walzen von ver schiedenem Durchmesser bestehende Mahlanlage zwi schen den Walzenreihen ein Getriebe mit einem Dreh zahlverhältnis von 1 : 1 angeordnet ist, und in den Walzenreihen mindestens zwei nebeneinander ange ordneten Walzen verschiedene Durchmesser auf weisen.
Zweckmässigerweise können an der dem Antrieb gegenüberliegenden Seite des Getriebes weitere Wal zenpaare angeschlossen werden. Vorteilhafterweise können paarweise nacheinander geschaltete schwing bare Walzen vorgesehen sein, an welche beidseitig je ein Getriebe anschliessbar ist.
Weiterhin ist es zweck mässig eine aus Doppelwalzenstühlen bestehende Mahl- anlage vorzusehen, bei welcher zwischen den fest an geordneten Walzenreihen eine mechanische Verbin dung besteht, so dass der Antrieb unmittelbar an die fest angeordnete Walzenreihe höherer Belastung ange schlossen ist, oder als Antrieb ein mit mindestens einer der Walzenreihen unmittelbar verbundener Elek tromotor dient.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind auf den Zeichnungen dargestellt, und zwar zeigen: Fig. 1 die prinzipielle Verteilung der Leistung, Fig. 2 eine Ansicht einer bekannten Walzenreihe und die Fig. 3-9 verschiedene Ausführungsbeispiele einer Mahlanlage.
Gleiche Bezugszeichen der Fig. 2 bis 9 weisen auf ähnliche Einzelheiten hin.
Die Pfeile bezeichnen auf den Zeichnungen die Richtungen des Leistungsflusses.
In den Berechnungen wurden die Leistungen über all ohne Reibungsverluste bestimmt.
Fig. 1 zeigt die prinzipielle Verteilung der Lei stung bei einem einfachen Walzenpaar auf Grund der ermittelten Messwerte.
Pfeil 1 bezeichnet die Richtung der Antriebslei stung, während die zu den Pfeilrichtungen senkrechten Abmessungen die Grösse der beim Versuch gemes senen Leistungen einem gewählten Massstab ent sprechend darstellen. Die mit Pfeil 1 bezeichnete An triebsleistung stellt die Netzbelastung des Betriebs elektromotors dar, Pfeil 2 den Eigenverbrauch des Motors und Pfeil 3 die in den Treibriemen verschwin dende Leistung. Werden die Verluste von der Motor leistung abgerechnet, so verbleibt die auf die Walze I anfallende äussere Leistung 4.
Die Walze I wird aber nicht nur durch die Treibriemenleistung gespeist, sondern eine Teilleistung der Walze II wird durch den übertragungsmechanismus auf die Walze I zu- rückgeführt, nachdem diese Walze II durch das Mahl gut Leistung von der Walze I erhalten hat. Pfeil 5 bezeichnet die von der Walze II auf die Walze I zu rückgespeiste Blindleistung. Diese ist nach der Zeich nung grösser als die vom Motor abgegebene Leistung.
Auf die Walze I fällt also eine grosse Leistung. Ein mit dem Pfeil 6 bezeichneter Teil dieser Leistung wird durch das Mahlgut auf die Walze II zurückgeführt, während der andere mit Pfeil 7 bezeichnete Teil teils zur Erwärmung des Mahlgutes und der Walzen, teils zur überwindung der Reibungsverluste des Lagers von der Walze I (Pfeil 9) dient.
Die durch das Mahlgut auf die Walze II übertragene Leistung (Pfeil 6) dient teils zur Überwindung des Lagerverlustes (Pfeil 10), teils zur Deckung der Verluste des übertragungsmecha- nismus (Pfeil 11). Der übrige Teil der Blindleistung wird auf die Walze I zurückgeführt (Pfeil 5).
Die prinzipielle Lösung einer bekannten Walzen verbindung ist in Fig. 2 dargestellt. Diese weist zwei Walzenpaare auf, die aus Walzen mit gleichem Durch messer bestehen und nebeneinander angeordnet sind. Die Walzenpaare sind als Mahlwalzenreihe verbunden, und das Getriebe befindet sich neben der die Walzen- reihe I antreibenden Treibscheibe. Bei dieser bekann ten Lösung wird eine Welle 4 vom Motor 3 durch Keilriemen angetrieben, welche sowohl den Motor 3 als auch ein Getriebe 6 durch eine einfache Kupp lung r1 mit einer Walzenreihe verbindet.
Die die Walzenreihe I bildenden Walzen 1 werden durch einfache Kupplungen r2 verbunden. Eine weitere Welle 5 wird durch das Getriebe 6 vom Motor 3 ange trieben, das heisst, bei normalem Betrieb wird die Wal zenreihe I durch die zurückfliessende Blindleistung von der Walzenreihe 1I angetrieben. Die Walzenreihe I1 wird durch eine bewegliche Kupplung ml mit dem Getriebe verbunden. Die die Walzenreihe 1I bildenden Walzen 2 stehen durch bewegliche Kupplungen m2 untereinander in Verbindung.
Bei dieser Lösung wurden die auf die einzelnen Kupplungen fallenden Leistungen beispielsweise wie folgt ermittelt: Bezeichnung der Kupplung: r1 r2 m1 m:, Leistung in kW: 26 13 14 7 60 (Gesamtleistung) Eine erste Ausführung der vorgeschlagenen Wal zenverbindung ist in Fig. 3 im Prinzip dargestellt. Dabei werden die aus zwei Walzen von gleichem Durchmesser bestehende, nebeneinander angeordneten Walzenpaare als Mahlwalzenreihe verbunden. Dabei befindet sich die durch Kupplung verbundene Walzen reihe zwischen dem Antrieb und dem Getriebe.
Die vorgeschlagene Lösung weicht von der in der Fig. 2 dargestellten Lösung insofern ab, dass das Ge triebe 6 nicht neben dem Antriebsmotor, sondern am anderen Ende der Walzenreihe angeordnet ist. Die nebeneinanderstehenden Walzenpaare befinden sich zwischen dem Antriebsmotor und dem Getriebe. In dieser Weise wird die neben dem Getriebe stehende Walze I durch die von der Walze II gesammelteBlindlei- stung angetrieben. Bei den erwähnten Leistungsan gaben bleibt noch 1 kW für den Antrieb der Walze I übrig.
In diesem Falle ergeben sich die durch die Kupp lungen zu übertragenden Leistungen wie folgt:
EMI0002.0084
Bezeichnung
<tb> der <SEP> Kupplung: <SEP> <I>r1 <SEP> r,# <SEP> r3 <SEP> m1 <SEP> m2</I>
<tb> Leistung <SEP> in <SEP> kW: <SEP> 12 <SEP> 1 <SEP> 14 <SEP> 7 <SEP> 14 <SEP> 48 <SEP> (Gesamt leistung) Während bei der bekannten Lösung (Fig. 2) die Kupplungen insgesamt mit 60 kW und die am stärksten beanspruchte Kupplung mit 26 kW belastet wird, so beträgt bei der vorgeschlagenen Lösung (Fig. 3) die Totalbelastung der Kupplungen insgesamt 48 kW,
wobei die am stärksten in Anspruch genommene Kupplung nur mit 14 kW beansprucht wird.
Fig. 4 zeigt eine andere Lösung der Walzen verbindung, bei welcher die aus zwei Walzen von gleichem Durchmesser bestehenden, nebeneinander angeordneten, Walzenpaare als Mahlwalzenreihe so verbunden sind, dass das Getriebe zwischen den Wal zenpaaren angeordnet wird.
Diese Lösung weicht von der Ausführung nach Fig. 3 insofern ab, dass die Blindleistung der Walzen I1 zwischen den zwei Walzen gesammelt, und dann den Walzen I übertragen wird. Mit dieser Leistung wird die rechtsseitige Walze I angetrieben, wobei die übriggebliebene Leistung zum Antrieb der linksseiti gen Walze beiträgt.
In diesem Fall ergeben sich die folgenden Leistungen:
EMI0003.0004
Bezeichnung
<tb> der <SEP> Kupplung: <SEP> <I>r1 <SEP> r2 <SEP> r3 <SEP> ml <SEP> m2</I>
<tb> Leistung <SEP> in <SEP> kW: <SEP> 12 <SEP> 1 <SEP> 13 <SEP> 7 <SEP> 7 <SEP> 40 <SEP> (Gesamt leistung) Bei dieser Lösung wird sowohl die auf die Kupp lungen fallende Gesamtleistung als auch die auf die am stärksten beanspruchte einfache Kupplung r3 fal lende Leistung weiter vermindert. Die auf die am stärksten beanspruchte bewegliche Kupplung m2 fal lende Leistung vermindert sich auch auf die Hälfte.
Die in den Fig. 5 und 6 dargestellten Lösungen weichen von den beschriebenen Lösungen insofern ab, dass sich die zum Mahlen erforderliche Geschwindig keitsdifferenz aus der Durchmesserdifferenz zwischen den Walzen ergibt. In beiden Walzenreihen werden Walzen 1 und Walzen 2 abwechselnd angeordnet. Die Wellen 4 und 5 laufen mit gleicher Drehzahl, da das Getriebe 6 ein Übersetzungsverhältnis von 1 : 1 aufweist. Dieses Getriebe 6 ist gemäss Fig. 5 unmittel bar neben der Antriebsscheibe und gemäss Fig. 6 am Ende der Walzenreihe angeordnet.
Die Walzen I1 über tragen durch das Mahlgut die von den Walzen 1 stammende Blindleistung mittels Kupplungen auf die anschliessenden Walzen I. Bei der Lösung nach Fig. 5 sind die auf die einzelnen Kupplungen fallenden Leistungen die folgenden:
Bezeichnung der Kupplung: r1 r2 ml m2 Leistung in kW: 6 13 6 7 23 (Gesamtleistung) Bei dieser Lösung stimmt die Zahl der Kupp lungen mit der der bekannten Lösung nach Fig. 2 überein, aber die Belastung der Kupplungen ist kaum ein Drittel der bekannten Kupplungslast. Die am stärksten beanspruchte Kupplung muss nur die Hälfte der Leistung übertragen.
Das Getriebe 6 dient zur Verteilung der Leistung zwischen den beiden Walzen reihen, so dass die anfallende Leistung nur die Hälfte der Motorleistung betragen wird, im vorliegenden Beispiel nur 6 kW.
Bei der bekannten Lösung (Fig.2) wird durch das Getriebe eine Blindleistung von 14 kW über tragen. Im Antrieb, mit 5 % Verlust gerechnet, beträgt der Reibungsverlust 0,7 kW, das ist 6 % der Motor leistung von 12 kW.
Bei der Lösung nach Fig. 5 überträgt das Getriebe eine Leistung von 6 kW. Mit Rücksicht auf das günstigere (1 : 1) Drehzahlverhältnis kann der Rei- bungsverlust mit 3 % angenommen werden. In diesem Fall entsteht anstatt 0,7 kW nur 0,18 kW Verlust. Dieser ist nur 1,5 % der von aussen zugeführten Leistung.
Bei der nach der Fig. 6 dargestellten Ausführung sind die auf die einzelnen Kupplungen fallenden Leistungen die folgenden:
EMI0003.0043
Bezeichnung
<tb> der <SEP> Kupplung: <SEP> <I>r1 <SEP> r2 <SEP> r3 <SEP> ml <SEP> m2</I>
<tb> Leistung <SEP> in <SEP> kW: <SEP> 12 <SEP> 1 <SEP> 6 <SEP> 7 <SEP> 6 <SEP> 23 <SEP> (Gesamt leistung) Bei den in den Fig. 5 und 6 dargestellten Lösun gen zeigen die auffallenden Leistungen keine wesent liche Abweichung, so dass das Getriebe auf beide Weisen angeordnet werden kann.
Eine Weiterentwicklung der in Fig. 3 und 6 dar gestellten Ausführungen kann darin bestehen, dass an der dem Antrieb 3 gegenüberliegenden Seite des Ge triebes 6 weitere Walzenpaare angeschlossen werden.
Eine solche Lösung ist aus der Fig. 7 ersichtlich. Es werden dabei vier nebeneinander angeordnete Wal zenpaare als Mahlwalzwerk so verbunden, dass immer nur zwei schwenkbare Walzen eine Verbindung haben und das Getriebe zwischen diesen schwenkbaren Wal zen eingebaut wird. Bei dieser Anordnung werden die beweglichen Kupplungen bei der Verbindung meh rerer Walzen nur wenig beansprucht. Sie ist auch dann vorteilhaft, wenn die Geschwindigkeitsdifferenz der Walzen durch die Verwendung von im Durch messer verschieden grossen Walzen erzielt wird.
Die Walzenverbindung gemäss Fig. 8 weicht von der in der Fig. 7 dargestellten Lösung insofern ab, dass die aus fest angeordneten Walzen bestehende Walzenreihe in der Mitte angetrieben wird. Dadurch kann die Belastung der einfachen Kupplungen vermin dert werden.
Bei der dargestellten Anordnung nach Fig. 8 ent fällt eine gemeinsame Leistung von 80 kW auf die Kupplungen bei Walzen gleichen Durchmessers. Wer den dagegen bei der auf Fig. 2 dargestellten Lösung noch weitere zwei Walzen angeschlossen, so entfällt eine Leistung von 200 kW auf die Kupplungen.
Wenn jedoch die Zahl der Walzenpaare gemäss Fig.5 durch den Anschluss von weiteren Walzen paaren verdoppelt wird, so beträgt die durch die Kupplungen fliessende Leistung insgesamt 68 kW, das heisst kaum ein Drittel des ersterwähnten Be trages.
Bei der bekannten Lösung gemäss Fig. 2 überträgt die am stärksten beanspruchte einfache Kupplung eine Leistung von 52 kW, bei der Anordnung gemäss Fig. 8 eine Leistung von 13 kW. Bei den beweglichen Kupplungen stehen 7 kW gegenüber 28 kW.
Fig. 9 zeigt eine weitere Variante einer Walzen- verbindung, bei welcher vier Walzenpaare von zwei Doppelwalzenstühlen in einem Mahlwerk so verbun den sind, dass die fest angeordnete stärker bean spruchte Walzenreihe vom Motor angetrieben wird und die andere fest angeordnete Walzenreihe von der ersten Walzenreihe durch ein Zahnradpaar angetrie ben wird.
Dadurch wird die auf das Zahnradpaar fallende Leistung kleiner.
Die in den Fig. 3 bis 9 dargestellten Lösungen können in Verbindung mit Mahlwerken gebraucht werden, die aus langen Walzenreihen bestehen, wobei die Kräfte, die üblicherweise Schwingungserscheinun gen hervorrufen stark gedämpft werden. Dadurch wird es möglich, die Umlaufgeschwindigkeit der Walzen paare so weit zu erhöhen, dass die eine fest ange ordnete Walzenreihe am Ende oder in der Mitte unmittelbar durch einen Motor angetrieben werden kann. So kann z. B. bei der in der Fig. 9 dargestellten Lösung die Scheibe 3 durch einen Motor mit einer zwischengeschalteten Kupplung ersetzt werden. Dies ermöglicht eine wesentliche Erhöhung der Mahl produktion.
Wird die Achsenweite konstant gehalten, so ist es möglich, Walzen mit gleichem Durchmesser in die aus Walzen von verschiedenen Durchmessern be stehende Mahlwalzreihe einzuschalten.
The invention relates to a grinding system with at least two juxtaposed Walzenpaa ren, the cooperating rollers have different rotational speeds and the same axis distance, the juxtaposed rollers are connected by couplings.
The grinding systems used in the mills consist of rollers of higher Umlaufgeschwindig speed (hereinafter Rolls I), which are usually fixed in the frame, and of rollers with lower rotational speed (hereinafter Rolls II), which are usually pivoted in the frame. The rollers I are switched behind one another by simple couplings and the rollers II by movable couplings. The widespread use of connections with couplings can be explained by the fact that an accident-prone transmission mechanism can be eliminated, the grinding work being further improved and the space requirement being reduced.
Furthermore, a smoother running of the roller pairs is achieved.
A difference in the rotational speeds of the co-operating rollers of the same diameter is achieved by using a transmission mechanism in the form of a gear unit that differs from the speed ratio of 1: 1. If, however, the cooperating rollers have different diameters, the speed ratio can also be 1: 1. In such grinding plants it is assumed that the roller I and the roller II drive and the reactive power fed back is insignificant.
However, this assumption is incorrect and with such roller connections the clutches are so heavily stressed that only rollers of three or four roller pairs can be connected. In the formation of grinding mills, however, the connection of several pairs of rollers is sought. The more pairs of rollers that are connected, the greater the torque that the individual clutches have to transmit in the known designs, so that the clutches have to be made stronger and larger. The use of large and strong couplings is limited by the space available between the rollers and the existing shaft dimensions.
Apart from very low loads, the roller II is not driven by the gearbox, but by the grist. Accordingly, the roller 1I transmits a significant reactive power to the roller I.
The purpose of the invention is to propose a solution in which the stress on the couplings and the shafts is reduced and the connection of several rollers in a grinding plant is achieved with increasing operational reliability.
According to the invention, this is achieved in that at least one pair of rollers is arranged in a grinding system consisting of rollers of the same diameter between the drive and a gear to achieve different Umlaufge speeds, while one consists of rollers of different diameters Grinding plant between the rows of rollers a gear with a speed ratio of 1: 1 is arranged, and in the rows of rollers at least two adjacent rollers have different diameters.
Expediently, further pairs of rollers can be connected to the side of the transmission opposite the drive. Advantageously, oscillating rollers connected one after the other can be provided, to which a gear can be connected on both sides.
Furthermore, it is advisable to provide a grinding system consisting of double roller mills, in which there is a mechanical connection between the fixed rows of rollers so that the drive is connected directly to the fixed row of rollers with higher loads, or as a drive with at least one of the rows of rollers directly connected to the electric motor is used.
Exemplary embodiments of the invention are shown in the drawings, namely: FIG. 1 shows the basic distribution of the power, FIG. 2 shows a view of a known row of rollers and FIGS. 3-9 various exemplary embodiments of a grinding plant.
The same reference numerals in FIGS. 2 to 9 indicate similar details.
The arrows on the drawings indicate the directions of the power flow.
In the calculations, the performances were determined without any frictional losses.
Fig. 1 shows the basic distribution of the performance for a simple pair of rollers on the basis of the measured values determined.
Arrow 1 denotes the direction of the Antriebslei performance, while the dimensions perpendicular to the directions of the arrows represent the magnitude of the performance measured in the test according to a selected scale. The drive power denoted by arrow 1 represents the network load on the operating electric motor, arrow 2 the internal consumption of the motor and arrow 3 the power that is disappearing in the drive belt. If the losses are deducted from the motor power, then the external power that occurs on roller I remains 4.
The roller I is not only fed by the drive belt output, but a partial output of the roller II is fed back to the roller I by the transmission mechanism after this roller II has received good output from the roller I through the grinding. Arrow 5 indicates the reactive power fed back from roller II to roller I. According to the drawing, this is greater than the power output by the engine.
So a great effort falls on roller I. A part of this power indicated by the arrow 6 is returned to the roller II by the grinding stock, while the other part, indicated by the arrow 7, is partly used to heat the regrind and the rollers, partly to overcome the friction losses of the bearing from roller I (arrow 9 ) serves.
The power transmitted by the ground material to roller II (arrow 6) serves partly to overcome the storage loss (arrow 10), and partly to cover the losses of the transmission mechanism (arrow 11). The remaining part of the reactive power is fed back to roller I (arrow 5).
The basic solution of a known roller connection is shown in FIG. This has two pairs of rollers, which consist of rollers with the same diameter and are arranged side by side. The pairs of rollers are connected as a row of grinding rollers, and the gear is located next to the drive pulley that drives row I of rollers. In this well-th solution, a shaft 4 is driven by the motor 3 by V-belts, which connects both the motor 3 and a transmission 6 through a simple hitch r1 with a row of rollers.
The rollers 1 forming the roller row I are connected by simple couplings r2. Another shaft 5 is driven by the gear 6 from the motor 3, that is, during normal operation, the roller row I is driven by the reactive power flowing back from the roller row 1I. The row of rollers I1 is connected to the gear unit by a movable coupling ml. The rollers 2 forming the row of rollers 1I are connected to one another by movable couplings m2.
In this solution, the performance of the individual clutches was determined, for example, as follows: Designation of the clutch: r1 r2 m1 m:, power in kW: 26 13 14 7 60 (total power) A first embodiment of the proposed roller connection is shown in FIG. 3 shown in principle. In this case, the pairs of rollers arranged side by side, consisting of two rollers of the same diameter, are connected as a row of grinding rollers. The row of rollers connected by a coupling is located between the drive and the gearbox.
The proposed solution differs from the solution shown in FIG. 2 in that the gear 6 is not arranged next to the drive motor, but at the other end of the row of rollers. The adjacent pairs of rollers are located between the drive motor and the gearbox. In this way the roller I standing next to the gearbox is driven by the idle power collected by the roller II. With the aforementioned power specifications, 1 kW remains to drive the roller I.
In this case, the services to be transferred by the couplings result as follows:
EMI0002.0084
description
<tb> of the <SEP> coupling: <SEP> <I> r1 <SEP> r, # <SEP> r3 <SEP> m1 <SEP> m2 </I>
<tb> Output <SEP> in <SEP> kW: <SEP> 12 <SEP> 1 <SEP> 14 <SEP> 7 <SEP> 14 <SEP> 48 <SEP> (total output) While with the known solution ( Fig. 2) the clutches are loaded with a total of 60 kW and the most heavily loaded clutch with 26 kW, the total load of the clutches is 48 kW in the proposed solution (Fig. 3),
whereby the most heavily used clutch is only used with 14 kW.
Fig. 4 shows another solution of the roller connection, in which the existing of two rollers of the same diameter, arranged side by side, roller pairs are connected as a grinding roller row so that the gear is arranged between the roller pairs.
This solution differs from the embodiment according to FIG. 3 in that the reactive power of the rollers I1 is collected between the two rollers and then transmitted to the rollers I. With this power, the right-hand roller I is driven, the remaining power contributing to the drive of the left-hand roller.
In this case, the following benefits result:
EMI0003.0004
description
<tb> of the <SEP> coupling: <SEP> <I> r1 <SEP> r2 <SEP> r3 <SEP> ml <SEP> m2 </I>
<tb> Output <SEP> in <SEP> kW: <SEP> 12 <SEP> 1 <SEP> 13 <SEP> 7 <SEP> 7 <SEP> 40 <SEP> (total output) With this solution, both the The total power falling on the clutches as well as the power falling on the most heavily loaded simple clutch r3 are further reduced. The power that falls on the most heavily used moving coupling m2 is also reduced by half.
The solutions shown in FIGS. 5 and 6 differ from the solutions described in that the speed difference required for grinding results from the difference in diameter between the rollers. In both rows of rollers, rollers 1 and 2 are arranged alternately. The shafts 4 and 5 run at the same speed, since the transmission 6 has a transmission ratio of 1: 1. According to FIG. 5, this transmission 6 is arranged immediately next to the drive pulley and according to FIG. 6 at the end of the row of rollers.
The rollers I1 transmit the reactive power originating from the rollers 1 through the grinding material to the subsequent rollers I by means of clutches. In the solution according to FIG. 5, the outputs falling on the individual clutches are the following:
Designation of the coupling: r1 r2 ml m2 Output in kW: 6 13 6 7 23 (total output) In this solution, the number of couplings corresponds to that of the known solution according to Fig. 2, but the load on the couplings is barely a third of the known coupling load. The most heavily used clutch only has to transmit half the power.
The transmission 6 serves to distribute the power between the two rows of rollers, so that the resulting power will only be half the engine power, in the present example only 6 kW.
In the known solution (Fig. 2), a reactive power of 14 kW is transmitted through the transmission. In the drive, calculated with 5% loss, the friction loss is 0.7 kW, which is 6% of the motor power of 12 kW.
In the solution according to FIG. 5, the transmission transmits an output of 6 kW. With regard to the more favorable (1: 1) speed ratio, the friction loss can be assumed to be 3%. In this case, there is only 0.18 kW loss instead of 0.7 kW. This is only 1.5% of the externally supplied power.
In the embodiment shown in FIG. 6, the performances falling on the individual clutches are the following:
EMI0003.0043
description
<tb> of the <SEP> coupling: <SEP> <I> r1 <SEP> r2 <SEP> r3 <SEP> ml <SEP> m2 </I>
<tb> Power <SEP> in <SEP> kW: <SEP> 12 <SEP> 1 <SEP> 6 <SEP> 7 <SEP> 6 <SEP> 23 <SEP> (total power) With the in the Fig. The solutions shown in FIGS. 5 and 6 show the striking performance no significant deviation, so that the transmission can be arranged in both ways.
A further development of the embodiments shown in FIGS. 3 and 6 can consist in that 6 further pairs of rollers are connected to the drive 3 opposite side of the gear unit.
Such a solution can be seen from FIG. There are four pairs of rollers arranged next to one another as a grinding mill connected in such a way that only two pivotable rollers are connected and the transmission is installed between these pivotable rollers. With this arrangement, the movable clutches are only slightly stressed when connecting several rollers. It is also advantageous when the speed difference between the rollers is achieved by using rollers of different sizes in terms of diameter.
The roller connection according to FIG. 8 differs from the solution shown in FIG. 7 in that the row of rollers consisting of fixed rollers is driven in the middle. This can reduce the stress on the simple couplings.
In the arrangement shown in FIG. 8, a common power of 80 kW falls on the clutches for rollers of the same diameter. If, on the other hand, two additional rollers are connected to the solution shown in FIG. 2, the couplings have an output of 200 kW.
If, however, the number of roller pairs according to FIG. 5 is doubled by connecting additional roller pairs, the power flowing through the clutches is a total of 68 kW, that is to say barely a third of the first-mentioned amount.
In the known solution according to FIG. 2, the most heavily stressed simple coupling transmits a power of 52 kW, in the arrangement according to FIG. 8 a power of 13 kW. The movable couplings have 7 kW compared to 28 kW.
9 shows a further variant of a roller connection in which four pairs of rollers from two double roller mills are connected in a grinder in such a way that the fixed, heavily loaded row of rollers is driven by the motor and the other fixed row of rollers is driven by the first row of rollers a gear pair is driven ben.
This reduces the power falling on the gear pair.
The solutions shown in FIGS. 3 to 9 can be used in connection with grinders, which consist of long rows of rollers, the forces that usually cause Schwingungserscheinun conditions are strongly damped. This makes it possible to increase the rotational speed of the roller pairs so much that the one fixed row of rollers at the end or in the middle can be driven directly by a motor. So z. B. in the solution shown in Fig. 9, the disc 3 can be replaced by a motor with an interposed clutch. This enables a significant increase in grinding production.
If the axis width is kept constant, it is possible to switch rollers with the same diameter into the grinding roller row consisting of rollers of different diameters.