КУРСОВОЙ

60

Рисунок 4.5 – Схема навантаження та, епюр згинальних та крутних моментів, що діють на вал

де n=5 – коефіцієнт запасу міцності.

де МВ – значення моменту вигину в небезпечному перетині;

61

d – діаметр вала в небезпечному перетині.

де МКР – значення крутного моменту на валу в небезпечному перетині.

Перетин І

МВ=7,544 кН·м=7544 Н·м; МКР=1445 Н·м; d=160 мм.

Перетин ІІ

МВ=67,4 кНм=67400 Нм; МКР=1445 Нм; d=200 мм.

σ В 674003 84,25 МПа; 0,1 0,2

62

Перетин ІІІ

МВ=66 кНм=66000 Нм; МКР=1445 Нм; d=200 мм.

σ В 660003 82,5 МПа; 0,1 0,2

Перетин ІV

МВ=10,764 кНм=10764 Нм; МКР=1445 Нм; d=160 мм.

Розрахунки вказують, що ексцентриковий вал має незначний запас міцності при максимальному напруженні ( Е 84,26 МПа [ ] 104 МПа ), що складає 19% запасу міцності.

Приймаємо призматичні шпонки виконання B із плоскими торцями за ГОСТ 23360–78.

Перевірка шпонки на зминання:

де см 150 МПа – допустиме напруження, на зминання; l=140 мм – робоча довжина шпонки.

Перевірка шпонки на зріз:

dK b lP

де τ ср 90 МПа – допустиме напруження на зріз.

Умови на зминання й зріз виконуються.

4.3.1 Розрахунок підшипникових вузлів

Вихідні дані до розрахунку підшипника:

64

n=290–1 – частота обертання підшипника;

навантаження

RA=308,75 кН;

RВ=324 кН.

тип підшипника – радіальний сферичний дворядний.

Для опори вала використано роликові радіальні сферичні дворядні підшипники 3630 з параметрами 150 320108 мм, С=1100 кН, С0=870 кН,

гранична частота обертання при пластичному змащенні nпл=430 хв–1, при рідкому змащенні nпл=680 хв–1. Вал має частоту обертання n=309 хв–1.

Розрахунки ведемо за максимальним навантаженням, RМАХ=RВ=324 кН.

Підшипники піддаються впливу навантаження, величина і характер якої змінюється так само, як і зусилля дроблення від інтенсивності завантаження і фізико–механічних властивостей матеріалу, що подрібнюється.

Еквівалентне навантаження визначається за формулою:

де Rmax – максимальне радіальне навантаження на підшипник,

Rmax=RВ=324 кН;

Amax – максимальне осьове навантаження, Amax=0;

m – коефіцієнт, який враховує неоднаковий вплив радіального та осьового навантажень на термін служби підшипника, m = 0,24 ;

kк – коефіцієнт, що враховує залежність терміну служби підшипника від того, яке кільце обертається щодо вектора навантаження, kк=1;

kэ – коефіцієнт, що враховує непостійність дії максимального навантаження, kэ=0,12.

QЕ 1 324 0,24 0 0,12 38,88 кН.

Розрахункова довговічність:

де С – коефіцієнт, що характеризує працездатність підшипника

(динамічна вантажопідйомність), С=1100кН;

kσ − коефіцієнт , що враховує вплив характеру навантаження на термін служби підшипника, Kσ=3;

kт − коефіцієнт , що враховує вплив температурного режиму роботи,

kт=1,1.

Відповідно до рекомендацій, для щокових дробарок характерні наступні значення коефіцієнтів :

kК=1, k =3, kТ=1,1;

для рухомої щоки і шатуна kэ=0,08 0,12; для корінних підшипників kе=0,14 0,18.

Розрахункова довговічність:

n=309 хв–1– частота обертання підшипника;

Lh 630 106 33980 год. 60 309

Для дробарки розраховані параметри довговічності цілком прийнятні.

66

4.4 Розрахунок на міцність плити, що дробить

Розрахунок плити аналогічний розрахунку балки, що шарнірно опирається на дві опори: вісь підвісу (ексцентриковий вал) і розпірну плиту. Силу Т діючу уздовж осі розпірної плити можна розкласти на складові Тк, що діє уздовж нейтральної осі, і Тn діючу по нормалі до неї (рисунок 2.10). Остання буде викликати напруження вигину в плиті, а Тк - напруження розтягання, яке визначаємо по формулі:

де W – момент опору перетину плити, м3; F – площа перетину плити, м2.

Перевірці піддається перетин I-I у зоні дії зусилля, що дробить Qmax (рисунок

4.6).

Візьмемо момент навколо точки А (рисунок 2.11) , M A 0 ;

R2 (l2 l1) Q l1 0 ;

67

Рисунок 4.6 – Розрахунковий перетин рухливої щоки

M=0

Mизгиб.m ax

Рисунок 4.7 – Розрахункова схема рухливої щоки

Візьмемо момент навколо точки А , MB 0 ;

0 x1 700 ;

M B 0 , R1 x1 0 , [41,5] кН·м.

0 x1 900 ;

M A 0 , R2 x2 0 , [41,5] кН·м.

Отже, Мизг.max 41,4 кН·м, Tn R2 , Tk R2 (рисунок 4.8).

R 1

Q m a x

R 2

2 R 2

R 2

Рисунок 4.8 – Розрахункова схема для визначення зусилля в деталях щокової дробарки

69

Розрахуємо плиту, що дробить, на міцність у перетині I-I (рисунок 4.6).

З метою спрощення, розрахунок проведемо в системі тривимірного моделювання КОМПАС-3D. Для цього попередньо побудуємо 3D модель плити із трикутним перетином (рисунок 4.9) і плити із трапецеїдальним перетином

(рисунок 4.10).

Рисунок 4.9 – 3D модель плити із трикутним перетином

Рисунок 4.10 – 3D модель плити із трапецеїдальним перетином В наслідок розрахунку одержимо наступні дані:

для плити із трикутним перетином (рисунок 4.9): yc 54 мм, zc 700 мм,