Расчет рабочих органов, узлов и агрегатов

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 3

Ось-маятник соединяется с крестовиной пальцем. На палец действует сила тяжести G_р.м и дополнительная сила P_п, вызываемая моментом M_п от силы P_сопр (рисунок 9).

Рисунок 9 – Силы, действующие на палец

Момент от силы P_сопр

Н·м.

(27)

Тогда дополнительная сила, действующая на палец

(28)

где b – ширина корневой части оси-маятника, м; b = 0, 1 м [2, с. 130].

Н.

Действие G_р.м и P_п в левом и правом сечениях пальца неодинаково. Слева они будут слаживаться, а справа – G_р.м уменьшает действие P_п, т.к. они противоположно направлены. Q^л и Q^п – реакции крестовины слева и справа, они равны:

Н;	(29)
Н.	(30)

Очевидно, что опасным сечением пальца является левое, поэтому в дальнейших расчетах будет участвовать реакция Q^л.

Исходя из расчета на срез, определим наименьший достаточный диаметр пальца:

(31)

где [τ ] – допускаемое касательное напряжение, Па. Для материала пальца (сталь Ст2) [τ ] = 140·10⁶ Па [4, табл. 2.1].

м.

Из стандартного ряда принимаем d_п = 40 мм.

Проверим выбранный палец на смятие. Условие прочности при этом

(32)

где t – ширина самой меньшей из соединяемых деталей, мм. В данном случае это ширина одного ушка крестовины. t = 0, 05 м [2, с.130];

[σ _см] – допускаемое напряжение смятия, Па; [σ _см] = 280·10⁶ Па [4, табл. 2.1].

Па Па.

Условие выполняется. Оставляем принятый диаметр d_п окончательным.

Определим минимально допустимый диаметр вала мельницы, мм, по формуле:

(33)

где [τ ] – допускаемое напряжение кручения, МПа. Для материала вала (Сталь 45) [τ ] = 12 МПа [4, с. 302].

мм.

Принимаем D_в = 125 мм.

Подберем шпонку для соединения крестовины с валом мельницы. Материал шпонки – сталь 45, нормализованная. Для вала диаметром 125 мм назначаем шпонку 32× 18× 125 по ГОСТ 23360-78 [1, Т2, с. 810].

Выбранную шпонку проверим на смятие. Условие прочности при смятии

(34)

где h – высота шпонки, мм; h = 18 мм;

t₁ – глубина паза вала, мм; t₁ = 11 мм;

l_р – расчетная длина шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм; l = 125 мм;

b – ширина шпонки, мм; b = 32 мм;

[σ _см] – допускаемое напряжение смятия шпонки, МПа; [σ _см] = 100…120 МПа.

мм;

МПа МПа.

Условие прочности шпонки выполняется.

Вал мельницы устанавливается вертикально в трех подшипниках: сверху – радиальном шариковом, снизу – радиальном шариковом и упорном шариковом. Т.к. действующие на вал радиальные нагрузки не велики, то радиальные подшипники подбираются конструктивно по диаметру вала. Нижний упорный подшипник воспринимает весь вес рабочих органов мельницы (осевая нагрузка), который был определен по формуле (26).

Подберем упорный подшипник. Выбираем шариковый упорный одинарный подшипник типа 8324 по ГОСТ 7872-89 [1, Т.2, с. 247] с динамической грузоподъемностью C = 312 кН и внутренним диаметром 120 мм.

Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника

(35)

где P – эквивалентная нагрузка на подшипник, кН. Для упорных подшипников она равна осевой нагрузке, т.е. в нашем случае

кН;

(36)

p = 3 для шариковых подшипников [4, с. 338];

L – номинальная долговечность, млн. об.;

(37)

L_h – номинальная долговечность, ч. Для механизмов при круглосуточной работе и среднем режиме нагрузки L_h = 40000 ч [4, с. 338].

млн. об.;

кН кН.

Условие выполняется, поэтому оставляем назначенный подшипник окончательным.

Ролик закрепляется на оси-маятнике на двух подшипниках: сверху – радиальном шариковом, снизу – коническом роликовом радиально-упорном. Для подбора подшипников изобразим расчетную схему и определим действующие нагрузки (рисунок 10).

Рисунок 10 – Расчетная схема для подбора подшипников ролика

Нагрузка P_сопр действует на центр ролика, следовательно, расстояния между радиальными реакциями подшипников R_A и R_B и линией действия P_сопр одинаковы (расстояние x). Тогда нагрузка на подшипники распределится равномерно, т.е.

Н.

(38)

Всю осевую нагрузку воспринимает опора B, т.е. осевая реакция в ней

Н.

(39)

Подберем подшипник для опоры B. Принимаем подшипник конический роликовый радиально-упорный 7214 по ГОСТ 27365-87 [3, табл. 18.33] с внутренним диаметром 70 мм, динамической грузоподъемностью C = 119 кН и параметром осевого нагружения e = 0, 36.

Эквивалентная нагрузка для радиально-упорных подшипников

(40)

где V – коэффициент вращения подшипника. При вращении наружного кольцо подшипника V = 1, 2 [4, с. 339];

X – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Для нагрузки с умеренными толчками K_б = 1, 3…1, 8 [4, с. 339];

K_т – температурный коэффициент; K_т = 1.

Коэффициенты X и Y зависят от соотношения

(41)

Для роликовых конических однорядных подшипников [4, табл. 15.3] при соотношении

(42)

где α – угол наклона оси ролика подшипника, град.; α = 14° [3, табл. 18.33].

Тогда эквивалентная нагрузка

Н кН.

Условие подбора подшипника тоже, что и выражение (35), но здесь p = 3, 33 (для роликовых подшипников [4, с. 338]), а номинальная долговечность

млн. об.

Тогда по выражению (35) расчетная грузоподъемность

кН кН.

Условие выполняется.

Для опоры A выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный типа 214 по ГОСТ 8338-75 [3, табл. 18.28] с внутренним диаметром 70 мм и динамической грузоподъемностью C = 48, 8 кН.

Эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников равна радиальной нагрузке на опоре, т.е.

Н кН.

Для этого подшипника p = 3, а L = 801, 6 млн. об.

Тогда по выражению (35) расчетная грузоподъемность

кН кН.

Условие выполняется.

Линия действия реакции опоры B (конического роликового радиально-упорного подшипника) не совпадает с центром подшипника, а проходит через точку пересечения его оси и перпендикуляра к оси ролика (рисунок 11). Таким образом, положение подшипника на оси-маятнике будет смещено на величину c.

Рисунок 11 – Схема смещения реакции опоры

Величина c будет определена графически при построении сборочного чертежа маятниковой подвески.

Таким образом, мы определили основные параметры и размеры рабочих органов и узлов мельницы. Все остальные размеры органов машины будут определены конструктивно или приняты такими же, как у базовой машины.

⇐ Предыдущая 1 23