Использование системы автоматизированного расчета для выбора рациональной конструкции вала ротора молотковой дробилки

Молотковые дробилки нашли широкое применение на горных предприятиях Южного Урала и Северного Казахстана

Ротор является основным узлом молотковой дробилки и служит для передачи энергии дробления от привода. Практически для всех дробилок принципиальное конструктивное решение роторов остается одинаковым. Ротор - это закрепленные на валу диски, на которых с помощью осей установлены молотки. Вал ротора вращается на двух подшипниках, установленных по его концам, и приводится во вращение е помощью клиноременной передачи или упругой муфты. На валу ротора закреплены диски, на которых расположены молотки. В большинстве случаев молотки находятся в параллельной плоскости.

При исследовании работы молотковых дробилок на горных предприятиях было выявлено, что между молотками дробилки пролетают значительные фракции породы, ударяя при этом в торец диска, что приводит к разрушению диска. Также при ударе молотка о большие фракции происходит отскок молотка, который в свою очередь, соударяясь с промежуточным кольцом, приводит к его износу. В конечном итоге изнашиваются детали ротора. При проведении планово предупредительных ремонтов приходится восстанавливать детали наплавкой, что, в свою очередь, ведет к дисбалансу ротора и, как следствие, к преждевременному выходу из строя дорогостоящих подшипников ротора и электропривода.

Для устранения этого явления предлагается изменить конструкцию ротора, дисков и промежуточных шайб. На роторе предлагается установить молотки в разных плоскостях [1], что позволит перекрыть зону падения породы, устранить удары её о торец диска. При предлагаемой конструкции молоток, отскакивая при ударе о крупные фракции, проворачивается на 3600 и не ударяет по диску ротора. Все это может увеличить ресурс работы ротора и снизить аварийные простои дробилки в ремонте.

Используя методику [2] был произведен расчет вала ротора. Расчет включает определение минимально допустимого диаметра вала в опасном сечении (зона установки средних дисков с молотками), действующих на ротор распределительных нагрузок и усилия дробления.

Максимальный изгибающий момент от нагрузки g при расстоянии между опорами l и расстоянии a от опоры до точки приложения нагрузки, крутящий момент и ориентировочный диаметр ротора дробилки определяется, также используя [2].

При расчете был определен минимально допустимый диаметр вала в опасном сечении d =350 мм. В качестве материала вала принята углеродистая конструкционная сталь 45 ГОСТ 1050-88, вид термообработки – нормализация.

Ориентируясь на рекомендации по конструированию валов [2] назначаем окончательные диаметры следующих участков: средняя часть d=360 мм=0,36 м; под установку крайних дисков (маховиков) d=0,355 м; под крепежные кольца d=0,32 м, переходной участок d=0,3 м; под установку подшипниковых опор d=0,26 м; диаметр выходного конца d=0,2 м.

Традиционная методика расчетов включает в себя выявления опасных сечений на роторе. Опасным сечением являются:

• а)    участок вала, где имеется галтель с наиболее резким переходом диаметра от 260 мм до 300 мм;

• б)    центральный участок, ослабленный шпоночной канавкой.

Затем производится расчет общего коэффициента запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Для качественного расчета применяется система автоматизированного расчета и проектирования машин, механизмов и конструкций APM WinMachine, в частности модуль APM WinShaft. Это модуль представляет собой программу для расчета и проектирования валов и осей. С его помощью можно рассчитать и построить: реакции в опорах валов; эпюры моментов изгиба и углов изгиба; эпюры моментов кручения и углов закручивания; деформированное состояние вала; напряженное состояние при статическом нагружении; коэффициент запаса по усталостной прочности; эпюры распределение поперечных сил; собственные частоты и собственные формы вала.

Модуль АРМ WinShaft имеет специализированный графический редактор для задания геометрии валов и осей. Редактор предоставляет в распоряжение пользователя гибкие и удобные средства обеспечивающие: задание конструкции вала; ввод нагрузок, действующих на вал; размещение опор, на которых установлен вал [4].

Построенный ротор с приложенными силами показан на рис. 1.

Рис. 1. Интерфейс ротора дробилки с приложенными силами.

На рис. 1 крутящий момент приложен к молоткам, закрепленным на осях на средних и крайних дисках. В этих же точках действует горизонтальное усилие дробления. Вертикальные силы - это сила тяжести от дисков и маховиков.

Исходными данными для расчета являются: ресурс работы для ротора 25000 часов, режим работы – тяжелый, частота вращения 590 об/мин.

Получены реакции в подшипниковых опорах::

• -    для левой опоры R AX =58704 H и R AУ = - 3767 H, суммарное значение реакции составит

  R A = ^^rax + ^Ray = V58704² + (-3767)² = 58824 Н

  • -    для правой опоры R ВX =60295 H и R AУ = - 3853 H

    Rв=V60295² + (-3767)² = 60412 Н

На рис. 2 приведен интерфейс распределения коэффициента запаса усталостной прочности по длине вала.

При получении значений ниже нормативного [s]= 2,5÷3 необходимо изменить материал вала или увеличить диаметр опасного сечения. По графику критическое значение запаса усталостной прочности s=7 находится в середине ротора.

Рис. 2. Интерфейс распределения коэффициента запаса усталостной прочности по длине вала.

Использование на стадии проектирования машины САПР для расчета ротора и влияющих на него сил позволяет упростить расчеты на прочность вала в опасных сечениях по всей длине ротора.