+3 8(066) 185-39-18
fзапасу міцності: (с. 165, ф. 8.15а, [1])
(2.33)
Припустимий коефіцієнт запасу міцності становить [п]=3 (с. 165, 1)
Умова міцності вала
Тому що умова виконується, міцність вала забезпечена.
2.7 Міцностний розрахунок деталей і вузлів модернізації, що піддається
2.7.1 Розрахунок підшипників ковзання приводного вала
Діаметр цапфи (шейки) d=dв=160мм, довжина вкладиша L=260мм. (Рис.2.11)
Матеріал вкладиша – композиційний матеріал ф40м40 із критерієм [pv] при швидкості ковзання V1=0,5м/сек, [рv]І=70кг*м/см2сек;
При V2=5м/сек [рv]2=11кгм/см2сек
Товщина стінки вкладиша: (с. 254,[1])
мм
Висота буртіка h=10 мм зовнішній діаметр буртіка Д=d+2S+2h=160+2(10=200 мм
Внутрішній діаметр опорної поверхні кільця дорівнює діаметру вала d0=d= 160мм.
Знаходимо середній питомий тиск на вкладиш від радіального навантаження (с.246, ф 10.1, [1])
Мпа (2.34)
де: =17988Н-суммарне радіальне навантаження, найбільш навантаженого підшипника (дивися 2.6. 5 пункт 3)
Окружна швидкість
м/сек(2.35)
де: = =500об/хв - число обертів швидкохідного вала
Обчислюємо добуток (с. 246 [1])
Мпа м/сек=18,06 кгм/см2сек(2.36)
Для визначення значення [pv] приймаємо лінійну залежність цієї величини від V: з вихідних даних, при лінійній інтерполяції визначаємо: (с. 255. [1])
(2.37)
Рис.2.12 - Підшипник ковзання для радіального й осьового навантажень: 1-вал; 2-підшипник ковзання.
Припустиме значення питомого навантаження: (с. 25)\
Мпа(2.38)
Для поверхні сприймаюче радіальне навантаження;
умови (ст.246, [1])
Р=0,43Мпа р=0,51Мпа
Pv=18,06кГм/см2сек [рv]=21,5 кгм/см2сек
Умови виконуються, розміри вкладиша задовольняють умовам міцності на зношування.
Перевіряємо питомий тиск від осьового навантаження Qш=2264 H
(дивися 2.6..5 пункт 3) (с.247, ф. 10.3,[1])
Мпа=2кг/см2(2.39)
Визначаємо наведений радіус (с. 247 ф.10.4, [1])
м(2.40)
Розрахункова середня швидкість: (с. 255, [1])
м/сек(2.41)
Добуток:
Мпа м/сек=9,42 кгм/см2 сек.(2.42)
Для циліндричної поверхні значення:
кг м/см2 сек.
Для плоскої поверхні значення [p'] знижуємо на 30%, тоді
кг/см2 сек=1,036 Мпа м/сек
Припустиме значення питомого навантаження:
Мпа
У такий спосіб:
Р'=0,2Мпа ([р']=0,22Мпа
Р'Vср:=9,42кгм/см2сек [рVср]=10,36 кг/см2сек
для торцевої поверхні вкладиша, що сприймає осьове навантаження, значення Р' й P'Vcp не перевищують припустимих величин.
Звідси треба, що підшипник виготовлений з матеріалу Ф40М40 підходить, і має достатній запас міцності.
2.7.2 Гідростатичний розрахунок підшипника
Для змащення підшипника ковзання приймаємо масло індустріальне 45: (с. 239, табл.18 [3])
З наступними параметрами:
- робоча температура t=35°C;
- температура навколишнього повітря t1=20°C;
- динамічна в'язкість масла μ=0,1 Нсек/м2;
- коефіцієнт випромінювання а=2 Вт/м2°С. (с. 246,[3])
Вихідні дані:
Розміри підшипника d= 160мм; l=260мм Навантаження на підшипник Ra=17988H Кутова швидкість цапфи підшипника
(2.43)
де: =500 об./хв. - швидкість обертання швидкохідного вала.
Визначаємо тепло, що повинне бути відведене з секунду з кожного квадратного метра робочої поверхні підшипника шляхом штучного охолодження (с. 245. [3])
Вт/м2(2.44)
Визначаємо кількість масла, необхідне для підшипника ковзання: (с. 245,[3])
=3,5-105м3/сек=2,1літр./хв.(2.45)
2.7.3 Розрахунок підшипників ковзання ексцентрикового вузла дробарки
Схема до розрахунку підшипників ковзання наведена на рис.2.13
1.) Навантаження діючі на підшипники:
Від конічної передачі: (дивися пункт 2.6.5 пункт 3)
1.Окружне зусилля Р=1419Н
2.Радіальне зусилля колеса, рівне осьовому зусиллю шестерні: Tк=Qш=2264 H
3. Осьове зусилля колеса рівне радіальному зусиллю шестерні Qк=Tш=4642H
Навантаження від ваги вала з дробним конусом (дивися Рис 2.14. позиція 1)
Qв.к. =15540кг=155400Н
(згідно характеристики дробарки);
Визначаємо осьове зусилля на підшипники
Pa=Qв.к. -cos=155400-cos 2,4°=155263H
Визначаємо радіальне зусилля на підшипники
Рн=Qв.к. -sin=155400sin 2,4=6507H
де: =2,4°-кут між віссю вала й ексцентриком
Тоді відповідно до розрахункової схеми
Загальне радіальне навантаження на підшипник буде дорівнювати:
Н(2.46)
Загальне осьове навантаження на підшипник:
H(2.47)
2.) Розрахунок конусної втулки, підшипника ковзання (див. рис. 2.14. поз. 2), верхнього
Розміри підшипника наведені на рис. 2.15.
Діаметр цапфи (шейки вала), беремо середнє значення dcp=dв=444MM
Довжина втулки 1=378мм
Зовнішній середній діаметр Д=496мм
Матеріал втулки Ф40М40 припустимий питомий тиск (с. 52. [2])
[р]=100кгс/см2=10МПа, із критерієм [p]=200 кгсм/(см2-с)
Знаходимо середній питомий тиск від радіального навантаження (с. 246,ф.10.1,[1])
Па=0,05226Мпа(2.48)
Перевірка на питомий тиск (с. 247, [1])
р([р]
р=0,05226Мпа р=10Мпа
Умова виконується, розміри втулки задовольнять міцності на зношування.
Перевіряємо на питомий тиск від осьового навантаження на бурт втулки (с. 247, 10.3, 1)
(3,1 4/4)(0,4962-0,4442)> 150621/10-106
0,038>150621/10-106
0,038>0,015
Умова виконується, для торцевої поверхні втулки осьове навантаження не перевищує припустимих значень, зовнішній діаметр і товщина втулки задовольняють міцності на зношування.
Гідростатичний розрахунок підшипників ковзання ексцентрикового вузла дробарки.
Вихідні дані
Для змащення підшипників ковзання, втулок приймаємо масло індустріальне 45 (с. 339, табл. 18, [3]).
З наступними параметрами:
Робоча температура t=35°C
Температура навколишнього повітря t1=20°C
Динамічна в'язкість масла =0,1Нсек/м2
Коефіцієнт випромінювання
а=2Вт/м2°С (с. 246,[3])
Радіальне навантаження на підшипники
Н