貫性錐形粉碎構(gòu)建組的損耗原則剖析和應(yīng)對(duì)研究
激冶金振動(dòng)篩振器結(jié)構(gòu)
激振器是慣性圓錐破碎機(jī)主要部件之一,也是區(qū)別于偏心式圓錐破碎機(jī)的重要特征,它主要由不平衡轉(zhuǎn)子、軸套和萬向節(jié)組成。不平衡轉(zhuǎn)子的偏心距是可調(diào)懸掛輸送機(jī)的,如所示。它的主要作用是在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生慣性離心力,作用在動(dòng)錐的軸上,使動(dòng)錐偏擺。
激振器是使動(dòng)錐偏轉(zhuǎn)的動(dòng)力源,轉(zhuǎn)速高、負(fù)載大,故采用稀油潤滑的滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)。軸承的外表用低碳鋼,軸瓦用巴氏合金澆鑄。為避免應(yīng)力集中,在結(jié)輸送設(shè)備合表面不開設(shè)燕尾槽,經(jīng)特殊工藝處理使兩種材料緊密結(jié)合一起。
軸套的工作狀況一般的滑動(dòng)摩擦是軸轉(zhuǎn)動(dòng),或是軸套轉(zhuǎn)動(dòng),而慣性圓錐破碎機(jī)是兩者都在轉(zhuǎn)動(dòng),且方向相反。由于工作時(shí)震動(dòng)給料機(jī)主軸偏擺,軸套還繞機(jī)器中心線做不規(guī)則公轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),同時(shí)也有軸向相對(duì)運(yùn)動(dòng)和軸套接觸表面近于半摩擦狀態(tài),但很快達(dá)到正常值,軸和軸套相應(yīng)為油膜潤滑狀態(tài),此時(shí)摩擦系數(shù)最小,如所示。
軸套的受力分析慣性圓錐破碎機(jī)軸套的受力狀況與普輸送機(jī)械通滑動(dòng)軸承不同。由于其特殊的結(jié)構(gòu)和作用軸向受力不均勻,且呈三角形分布,( a) ,其各斷面圓周方向受力分布如( b)所示。
不平衡轉(zhuǎn)子的偏心狀態(tài)一旦調(diào)定,其軸套受力的幅值也就相對(duì)固定。由于受物料不均勻度影響,動(dòng)錐的偏轉(zhuǎn)軌跡是變化的,因而軸套的受力也在變化。設(shè)整個(gè)軸套作用在軸上的力為F,則作用在某一斷面y處的單元力為:dF= 2( r 0 + y) dm( 1)F = dFdy = m 0 y 2 y 1 2( r 0 + y )dmdy = m 0 2 l篩砂機(jī) 0 < r 0 + 1 2(y 1 + y 2)>( 2)式中: y 1、y 2分沖擊式制砂機(jī)別為動(dòng)錐擺動(dòng)中心到偏心塊上、下部距離; l 0 = y 2 - y 1為偏心塊厚度; m 0為偏心塊質(zhì)量; r 0為公稱半徑;為動(dòng)錐主軸偏角;為軸套轉(zhuǎn)速。
由(2)式可見,軸套在Y方向受力呈線性分布,且在底部最大。由于泄漏的影響,底部的力呈拋物線形。角在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)中不斷變化,實(shí)際上主軸受力也處在高頻變化之中,這種變化在理論上強(qiáng)化了GXS型高效細(xì)粒原煤分級(jí)篩破碎效果。
軸套的支撐能力分析慣性圓錐破碎機(jī)的軸套受力通??捎桑?)式求得,但當(dāng)襯板磨損或角增大造成F值過大時(shí),軸套內(nèi)的油膜潤油狀態(tài)會(huì)遭到破壞,造成直接摩擦,瞬間燒毀巴氏合金,甚至使主軸遭到破壞。因此,有必要分析軸套的刮板式輸送機(jī)承載能力,確定合理的偏轉(zhuǎn)角度范圍。
設(shè)某一瞬間軸承和軸相對(duì)位置鏈板輸送帶如5所示。
任意角度的油膜厚度:h可彎曲刮板輸送機(jī) = (1+ X cos )( 3)式中: X為相對(duì)偏心距, X = e/ , e為軸頸和軸套中心距; = D - d指徑向間隙;相對(duì)間隙= / r.
比壓最大處油膜厚度h 0 = (1+ X cos 0),0為輸送裝置比壓最大處的極角。
設(shè)周向微弧dx= rd ,圓周速度v = r ,由動(dòng)壓軸承基本方程p x = 6 x 3( h- h 0)得:dp = 6 2 x (cos - cos 0)( 1+ X cos )3 d則任意斷面處的壓力為:P = 6 2 1 x (cos - cos 0)(1 + X cos )3 d( 4)作用在微弧rd上的壓力:P = P rd而其在載荷方向力則為:P 園振動(dòng)篩y = P < - cos(0 + ) > rd( 5)軸套橫剖面處單位長圓形振動(dòng)分級(jí)篩度上全部垂直分力之總和,即:P y = 2 1 dP y = 2 1 rP <- cos(0 +)d = 6 r 2 1 2 1 x (cos - cos 0)(1 + X cos )3 <- cos(0 +) > d d( 6)按前述,設(shè)軸套在y方向受力分布近似三角形,則:P 石子粉碎機(jī)y = P y C (1- y )( C為修正系數(shù))( 7)對(duì)有限長軸套,油膜承載能力P為:P = 1 0 P y dy = dl 0 2 C p( 8)承載系數(shù)C p = 3C 2 1 2 1 x (cos - cos 0)(1 + X cos )3 <- cos(0 +)> d d設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使F max < P,以滿足正常工作條件下形成最小油膜厚度,保證具有足夠的承載能力。
圖(2)、(8)式得:dl 0 2 C p > m 0 2 l 0 < r 0 + 1 2(y 1 + y 2) > < d (2 l 0 C p - 2 m 0)2 m 0( y 1 + y 2)( 9)即從軸套承載能力角度分析,主軸偏心角不得超過上式值?;蛘哒f,對(duì)既定設(shè)計(jì)參數(shù),動(dòng)錐的擺幅是有一定限制的。
軸套出現(xiàn)的問題及改進(jìn)對(duì)策由( a)知軸套下部受力最大,實(shí)際上軸套損壞時(shí)都是底部損壞嚴(yán)重,這證明了上述分析的正確性。除襯板正常磨損外,軸套巴氏合金表面磨損及合金層脫落是影響設(shè)備穩(wěn)定和連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)因素之一。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和以上分析,除提高加工質(zhì)量外,改善潤滑條件是減少磨損、防止合金層燒壞的有效方法。具體措施如下:
?。?1)加強(qiáng)底部供油壓力,保證形成良好的油膜;( 2)加強(qiáng)密封性能,防止污物進(jìn)入潤滑油,保證潤滑油質(zhì)量;( 3)防止運(yùn)轉(zhuǎn)初期因油的粘度大而造成軸套底部供油不足;( 4)為保證最小油膜厚度,須提高軸及軸套接觸表面的加工精度。
除外部條件外,軸套本身的結(jié)構(gòu)也應(yīng)適當(dāng)改進(jìn)。作者認(rèn)為,對(duì)底部受力大的部位,應(yīng)優(yōu)先保證供油量及供油速度。具體改進(jìn)意見為:( 1)在非受力區(qū)開設(shè)油槽,但不到底,以減少油通過整個(gè)軸套的沿程阻力,盡快到達(dá)受力最大處,如( a)。( 2)軸套上部1/ 2以上適當(dāng)增加軸套內(nèi)徑,使油最大限度潤滑底部,( b)。
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