Обоснование параметров нагруженности подшипникового узла щековых дробилок с целью повышения эффективности дробления

Во введении приведена общая характеристика работы, сформулированы цель и идея работы, изложены защищаемые научные положения, научная но- визна и практическая значимость результатов исследований.
В первой главе приведен обзор рынка щековых дробилок, отечествен- ного и зарубежного оборудования, в частности, мобильных дробильных устройств, дана сравнительная оценка технических и технологических пока- зателей оборудования, рассмотрены конструктивные и технологические осо- бенности щековых дробилок на мобильных агрегатах в частности. Сформу- лированы задачи исследования.
Во второй главе проанализирован рабочий процесс щековой дробилки со сложным качанием щеки, проведен структурный, кинематический и сило- вой анализ механизма дробления, дана сравнительная оценка функциональ- ной работе подшипников узла качания двух щековых дробилок со сложным качанием щеки (промышленной и лабораторной), выполнен расчет упрощен- ной модели подшипников для этих дробилок.
В третьей главе разработана математическая модель функционирова- ния щековой дробилки со сложным качанием щеки, обоснованы параметры и характеристики работы подшипников, узлов качания щековых дробилок, про- ведены эксперименты с нагружением и напряжениями, возникающими в ре- альных и облегченных моделях, с последующим математическим анализом результатов экспериментов.
В четвертой главе проведен анализ грансостава горной массы до и по- сле смены подшипника в узле качания лабораторной щековой дробилки со сложным качанием щеки, согласно представленному методу. Произведен сравнительный, а также динамометрический анализ подшипникового узла щековой дробилки.
ОБОСНОВАНИЕ ЗАЩИЩАЕМЫХ НАУЧНЫХ ПОЛОЖЕНИЙ
Положение 1. Требуемую силу дробления при проектировании новых моделей щековых дробилок со сложным движением щеки необходимо за- давать с учетом конструктивных параметров подшипника узла качания с целью повышения эффективности дробления.
Механизм щековой дробилки, состоит из трех звеньев (кривошипа, по- движной щеки и распорной плиты) и четырех кинематических пар пятого класса (одноподвижных) (рисунок 1).
При расчете подобных механизмов выполняется кинематический и си- ловой анализы.
Определение положений звеньев и координат точек:
AB AB2BB2, (1)
  arctg BB1 (2)
AB
6
X X OAcos (3)
. (4)
A 01 1
Y Y OAsin
A 01 1
Определение координат точки В:
(X X )2(Y Y )2AB2;
 A B A B
 ( X 0 2  X B ) 2  ( Y 0 2  Y B ) 2  O 2 B 2 .
(5)
В результате решения системы уравнений (5) будет получено две точки. Искомая координата точки В будет при минимальном значении координаты
Хв.
Определение угла наклона подвижной щеки (угла захвата):
где
Координаты точек на оси подвижной щеки АС при вращении эксцен- трикового вала составят (см. рисунок 2):
    1,57   , (6) arctg YB YA (7)
где
Xij XA XD (YA Yj)tgi (11) Y Y 0,27j, j0,1,2,…,YD YE (12)
XBXA Координаты точки С:
X C  X A  AC sin  ; (8) YC YA  ACcos. (9)
Угол наклона распорной плиты:
arctg YB Y02 arctgY (10)
XB  X02 X
jD
Ширина загрузочного отверстия составит (при j = 0):
0,27

где
где
(13) XiВ XA XD (YA YD)tgi (14)
Ширина разгрузочной щели равна (при
j  YD  YE ): 0,27
BiXiвFдр , cosi
cosi
bX  Fдр
(15)
(16)
i iн
XiH XA XD (YA YE)tgi
После определения кинематических параметров, проводится силовой расчет характеристик дро-
Рис. 3. Силовая схема дробилки.
MA 0Fдрl1Rрпl2 0
билки.
На подвижную щеку
действуют следующие нагрузки: движущая сила Fдв, сила сопротивления дробления Fдр, реакция Rрп, действующая в распорной плите, и реакция RА, дей- ствующая в шарнире А. Си- ла тяжести щеки не учиты- вается в расчетах ввиду ее относительно малого значе- ния по сравнению с Fдв, Fдр.
Реакция Rрп определя- ется из условия равновесия щеки
(17)
где l1 – плечо действия силы дробления; l2 – плечо действия реакции в рас- порной плите.
Ввиду наличия нескольких зон дробления по высоте камеры дробления плечо l1 имеет переменное значение.
Отсюда следует где
R Fl/lkF, рп др12 др
(18)
l2 =–АВcos(α+δ–γ). (19) Реакция RА в соответствии с теоремой косинусов составит
R  F2 R2 2F R cos(1800) A др рп дррп
F 1k22kcos()tF. др др
(20)
Реакция RА уравновешивается движущей силой, создаваемой вращаю- щим моментом на эксцентриковом валу. Максимальная величина момента на эксцентриковом валу, создаваемого двигателем равна:
Mэв.ст  Рдв η 1
(21)
где Pдв – мощность двигателя; η – КПД механизма, ω1 – угловая скорость вращения вала.
Исследовав реакции и усилия, получаем результат (рисунок 3) со схе- мой и последующим планом сил, необходимых для определения реальных нагрузок в дробилке.
Момент, создаваемый реакцией в шарнире А, составит:
M RAhRAO1Asin(y), (22)
y= arcsinsin(αδ)
 t  (23)
Приравнивая моменты, создаваемые двигателем и реакцией RА, после преобразований получим
Fдр.max  Mэв.ст . (24) O Аtsin(  y )
Проведен опыт по определе- нию грансостава дробилки ЩДС- 12×15, с целью выявить крупность и твердость дробимого продукта для дальнейшего динамометриче- ского опыта. Максимально загру- жаемые куски материала в дробил- ку составили 70 мм в диаметре. Разгрузочная щель принята равной 16,4 мм. Проведено два вида опы- тов: «по плюсу» и «по минусу».
Как следствие, необходим ди- намометрический опыт для определе-
ния фактических нагру- зок, возникающих в зоне работы подшипников дробилки, сравнения этих данных с опытными с целью подтвердить ра- ботоспособность теоре- тической модели под-
1
45,00 35,00 25,00 15,00
5,00
-5,00 0 0,5 1
Исетский гранит, отв. 4мм
Исетский гранит, отв. 4мм, старый подшипник
Крупность в долях ширины разгрузочной щели дробилки
Рис. 14. Исетский гранит, график «по плюсу», дробилка ЩД-10М
100,00 80,00 60,00 40,00 20,00
0,00
0 0,5 1
Крупность в долях ширины разгрузочной щели дробилки
“Исетский гранит, отв. 4мм”
Исетский гранит, отв. 4мм, старый подшипник
Рис. 15. Исетский гранит, график «по минусу», дробилка ЩД-10М
Суммарный выход классов, %
Суммарный выход классов, %
шипника. Было выбрано пять типов смесей, имеющих предельное усилие дробления куска равное: 25(424,7), 50(843,1), 100(1689,9), 150(2502,3), 200(3331,7) МПа. Полученные данные приведены в скобках относительно каждого из значений.
В рамках исследований был проведен эксперимент на дробилке ЩД- 10М, с заменой подшипника, определенного по представленной методике расчета, для наблюдений за характеристиками выходного продукта. Был по- добран сферический роликовый самоустанавливающийся подшипник из ряда ГОСТ. Для работы была выбрана руда – Исетский гранит с характеристика- ми: частицы размером от 7 до 11 мм, твердость по Моосу 6-7, требуемое из- мельчение до 4-5 мм, выходное отверстие выставлено на величину 4мм.
Выходной продукт стал более равномерно раздробленным, содержание частиц заданных размеров увеличилось, а пылеобразование (содержание мел- ких частиц в продукте) уменьшилось.
Положение 2. Обоснование конструктивных параметров подшип- никового узла щековых дробилок со сложным движением щеки необходи- мо проводить по результатам моделирования напряженно- деформированного состояния подшипника.
Рис. 4. Карта напряжений анализа подшипника.
Были рас- смотрены подшип- ники вала щеки дробилки. На валу установлены шари- ковые радиальные однорядные под- шипники 210 ГОСТ 8338-75, и для ана- лиза нагрузок вы- бран метод конеч-
ных элементов.
Для упроще-
ния расчетной мо- дели был задей- ствован ряд опытов с расчетной формой подшипника и вы- брана наиболее приближенная из
них согласно заданным условиям. Она представляет собой монолитную мо- дель в рамках габаритов подшипника, где все тела качения заменены на Х- образные элементы. В результате действие сил внутри такой модели оказа- лось сопоставимо с усилиями в подшипнике 210 ГОСТ 8338-75.
При таком типе нагружения математическая погрешность в точке мак- симального напряжения составляет 4,29 %, что входит в диапазон допусти- мой погрешности (–10 %