title-icon
Яндекс.Метрика
» » Нагрузки в деталях при дроблении и холостом ходе

Нагрузки в деталях при дроблении и холостом ходе

Рассмотрим два режима работы дробилки: дробление и холостой ход и установим аналитические зависимости между инерционными силами неуравновешенных масс, усилием дробления и реакциями в опорах подвижного конуса и эксцентрика. Неуравновешенными массами являются подвижной конус, эксцентрик и противовес эксцентрика, который устанавливается для уравновешивания эксцентрика и дробилки на фундаменте. Опорами подвижного конуса являются сферическая шайба и внутренняя расточка эксцентрика, опорами эксцентрика являются внутренняя расточка центрального стакана корпуса дробилки и система плоских шайб, расположенных под эксцентриком. В этих опорах возникают реакции, соответствующие их конструктивному исполнению.
Внешними нагрузками на подвижный конус и эксцентрик являются усилие дробления, силы трения в дробящем пространстве и нагрузки в коническом зацеплении. В некоторых расчетных режимах, как это будет показано ниже, необходимо учитывать веса деталей (подвижного конуса и эксцентрика).
Усилие дробления является равнодействующей распределенных сил дробления и сил трения по рабочей поверхности подвижного конуса. Пример методики определения этих сил был дан ранее. В отличие от дробилок крупного дробления, имеющих крутой профиль дробящего пространства, в дробилках с пружинной амортизацией можно учитывать силы трения подвижного конуса о дробимый материал, возникающие при срабатывании амортизационной системы. Формально такие силы трения возможны и без срабатывания амортизационной системы, если образующая подвижного конуса не проходит через точку подвеса — точку пересечения осей дробилки и подвижного конуса, но в этом случае они менее существенны.
Усилия дробления уравновешиваются реакциями в опорах подвижного конуса. В сферической опоре возможно наличие нормальных сил и тангенциальных сил трения. Кинематический анализ, проведенный на основании зависимостей, показал, что скорости проскальзывания контактирующих деталей сферической опоры при небольших скоростях увлечения подвижного конуса во вращение эксцентриком (которые имеют место в действительности) невелики и поэтому условия создания гидродинамического слоя смазки в сферической опоре отсутствуют. Экспериментальные исследования, проведенные на серийной конусной дробилке КМД-2200 Уралмашзавода, в сферической опоре которой была применена пара трения сталь—бронза, показали, что коэффициент трения в такой опоре fсф = 0,03 и может применяться при расчетах. Распределенные по сферической поверхности силы трения имеют направление против скорости точек дробящего конуса, величина и направления которых могут быть определены по формулам данным ранее.
Величина сил трения без учета кривизны сферического диска равна произведению реакции на коэффициент трения сферического диска:
Pfcф = fRсф,

но равнодействующую сил трения по этой формуле определить нельзя, так как элементарные силы трения частично могут взаимно уравновешиваться.
Данное равенство справедливо при круговом качании, когда скорости всех точек подвижного конуса направлены в одну сторону, перпендикулярно плоскости, в которой лежат оси дробилки и подвижного конуса. Линия действия силы трения будет совпадать с направлением скорости точек подвижного конуса и проходить через точку пересечения линии действия нормальной реакции с рабочей поверхностью сферической опоры.
Положение реакции внутренней расточки эксцентрика во многом зависит от величины зазоров эксцентрикового узла. В современных дробилках радиальные зазоры в эксцентриковых узлах принимают большими, чем у подшипников скольжения таких же диаметров, а чистоту обработки рабочей поверхности — более низкой. Несмотря на это, вследствие значительной скорости и большого количества смазки, которая прокачивается через подшипник под давлением, можно считать, что режим работы радиальных подшипников эксцентрика будет граничным или жидкостным, т. е. таким, при котором имеется гидродинамический слой масла, разделяющий трущиеся поверхности.
Как известно, принцип работы подшипника жидкостного трения заключается в следующем. При определенной скорости вращения вала находящаяся в зазорах смазывающая жидкость увлекается во вращение валом. Между рабочими поверхностями вала и подшипника образуется масляный слой, в котором возникает гидродинамическое давление, вследствие чего этот слой обладает определенной радиальной грузоподъемностью. При увеличении радиальной нагрузки толщина масляного слоя уменьшается, рабочие поверхности вала и подшипника сближаются и может наступить разрыв масляной пленки: вместо режима гидродинамической смазки будет происходить полусухое или сухое трение поверхностей вала и подшипника.
Нагрузки в деталях при дроблении и холостом ходе

Эпюра давления в масляном слое при гидродинамическом режиме смазки показана на рис. 74. Минимальный зазор в подшипнике устанавливается под некоторым углом а (см. рис. 74). Этот угол в данном случае является углом опережения реакции эксцентрика относительно плоскости эксцентриситета (плоскость, в которой лежат оси вала подвижного конуса и дробилки). При вращении силы Р, как это имеет место при дроблении, будет вращаться и плоскость, в которой лежат сила P и ось подвижного конуса, при этом величина угла а будет сохраняться постоянной.
Радиальный подшипник жидкостного трения обладает максимальной грузоподъемностью при центральном нагружении. Грузоподъемность половинного подшипника жидкостного трения выражается уравнением:

где P — радиальная нагрузка на подшипник;
d — диаметр вала подшипника;
? = ?/d относительный диаметральным зазор;
? — диаметральный зазор;
x = 2e/? относительный эксцентриситет;
е — эксцентриситет положения вала во вкладыше подшипника;
? — вязкость масла;
u — окружная скорость вала;
l — длина подшипника.
Характер изменения давления в половинных и полных подшипниках жидкостного трения может быть принят одинаковым. Уравнение (24) предполагает подобный характер изменения давлений в гидродинамическом слое смазки в поперечных сечениях подшипника. Поэтому под радиальной нагрузкой P на подшипник можно понимать грузоподъемность единицы длины подшипника или сумму проекций удельных давлений в масляном слое на линию действия нагрузки.
В целях уменьшения габаритов эксцентрикового узла хвостовик вала подвижного конуса и внутренняя расточка эксцентрика делаются коническими, а для обеспечения линейного контакта по образующей внутренней расточки эксцентрика и хвостовика вала подвижного конуса зазор принимается переменным, т. е. конусности хвостовика вала подвижного конуса и внутренней расточки принимаются различными.
В реальных подшипниках жидкостного трения конечной длины для учета влияния торцевого истечения масла на изменение давления в масляном слое накладывается дополнительное условие — параболический закон изменения максимальных давлений в поперечных сечениях подшипника.
Таким образом, с учетом принятых положений, принимая во внимание действительные зазоры во внутренней расточке эксцентрика, конусность хвостовика вала и конусность расточки, можно, пользуясь уравнением (24), получить эпюры реакций по длине эксцентрика в двух предположениях: постоянном и параболическом изменении максимальных давлений по длине подшипника. Масштаб эпюр в данном случае не имеет значения, так как поставлена задача найти положение равнодействующей реакции внутренней расточки эксцентрика.
Окружная скорость хвостовика вала u прямо пропорциональна его диаметру; параболический закон изменения максимальных давлений в поперечных сечениях подшипника может быть учтен в уравнении (24) дополнительным множителем lx-x2/2, в котором l — длина рабочей части эксцентрика; х — текущая координата длины подшипника; за начало координат принят верхний обрез подшипника. G учетом этого уравнение (24) приобретает вид

Нахождение положения равнодействующей давления в масляном слое сводится к решению равенства

которое наиболее просто осуществить методом графического интегрирования.
На рис. 75 показаны эпюры удельных давлений в масляном слое внутренней расточки эксцентрика дробилки КМД-2200 Уралмашзавода, полученные на основании уравнений (25)—(27). Размеры 960 и 1090, являющиеся координатами центров тяжести эпюр, ограничивают возможное положение равнодействующей внутренней расточки эксцентрика.

Незначительное различие в положении центров тяжести эпюр давлений в масляном слое подшипников, определенном при двух вышеуказанных предположениях о влиянии торцевого истечения, позволяет не делать более детального уточнения.
Внутренняя расточка центрального стакана корпуса и наружная расточка эксцентрика выполняются цилиндрическими, и поэтому можно ставить целью обеспечивать положение реакции центрального стакана корпуса по середине его высоты.
Вращение эксцентрика происходит под действием усилия в коническом зацеплении. Сопротивлением движению будут реакции в опорах и нагрузки на эксцентрик, возникающие от усилий дробления и инерционных сил неуравновешенных масс. Своеобразными в данном случае являются: 1) постоянство положения составляющих полного усилия в зацеплении конической передачи (осевая, окружная и радиальная составляющие) относительно дробилки и 2) постоянство положения нагрузок на подвижный конус и положения неуравновешенных масс (эксцентрика и подвижного конуса) относительно плоскости, в которой лежат оси дробилки и оси подвижного конуса и которая вращается вокруг оси дробилки с угловой скоростью эксцентрика. Имеется в виду зависимость величины и положения этих сил от положения эксцентрика, а не постоянство самих величин.
Соотношения между окружным усилием в зацеплении, осевой и радиальной составляющей определяются элементарными зависимостями

где P — окружное усилие;
Мокр — крутящий момент на валу;
Dср — средние диаметры начальных конусов;
T — радиальная составляющая усилия зацепления;
А — осевая составляющая усилия дробления;
? — угол зацепления;
? — угол начального конуса конического колеса.
При принимаемых в конических передачах дробилок углах ? = 60/70° и углах зацепления ? = 20° радиальная и осевая составляющие всегда будут меньше окружного усилия и поэтому при оценке влияния на реакции опор эксцентрика составляющих усилия в зацеплении конической передачи в первую очередь необходимо учитывать окружное усилие.
Оценка влияния окружного усилия на реакции в эксцентрике может быть сделана из сопоставления реакции эксцентрика и величины окружного усилия:

Это уравнение не учитывает влияние окружного усилия P на реакцию в эксцентрике R, так как предполагается, что крутящий момент Мокр является парой сил, а реакция эксцентрика R определена в соответствии с силами, действующими в дробящем пространстве.
Коэффициент трения f рабочих поверхностей эксцентрика в соответствии с теоретическими и экспериментальными данными может быть принят равным 0,002, угол ? = 30°, эксцентриситет е = 50 мм (для дробилок КМД и КСД-2200) и, наконец, rн = 319 мм; rв = 196 мм и Dср = 1120 мм.
После подстановки в уравнение (28) числовых значений входящих величии, получается, что реакция эксцентрика примерно в 20 раз больше окружного усилия, которое преодолевает сопротивление этой реакции. Таким образом, в первом приближении усилие в зацеплении конической передачи при определении реакции в эксцентрике может не учитываться.
Еще в большей степени это справедливо в тормозных, замедленных движениях всей кинематической цепи дробилки (попадание недробимого тела, увеличение сопротивления движению подвижного конуса вследствие увеличения усилия дробления и т. п.), когда инерционные силы эксцентрика способствуют преодолению сопротивления движения эксцентрика. Наоборот, в ускоренных режимах, особенно при разгоне па холостом ходу, когда реакции в эксцентрике незначительны и момент приводного электродвигателя увеличивает кинетическую энергию вращающихся деталей, усилия в зацеплении и реакции эксцентрика могут стать взаимно соизмеримыми, что и необходимо учитывать при расчетах.

title-icon Подобные новости