АНАЛИЗ ПРОЧНОСТИ ВАЛА ЭКСЦЕНТРИКОВО-ШАТУННОГО ВИБРОВОЗБУДИТЕЛЯ С УПРУГИМ ЭЛЕМЕНТОМ В ШАТУНЕ

Техника/3

Гейда Е.Г., Миткевич Н.А. Палямар Ф.Н.

Днепропетровский национальный университет

АНАЛИЗ ПРОЧНОСТИ ВАЛА ЭКСЦЕНТРИКОВО-ШАТУННОГО ВИБРОВОЗБУДИТЕЛЯ С УПРУГИМ ЭЛЕМЕНТОМ В ШАТУНЕ

При создании виброоборудования различного назначения используются вибровозбудители, среди которых наибольшее распространение получили центробежные, кулачковые, электромагнитные, кривошипно-шатунные, пневматические. Анализ их работы показывает, что весьма перспективным является эксцентриково-шатунный как наиболее простой, легкий, надежный и малошумный. Благодаря упругому элементу в шатуне существенно снижаются и пусковые нагрузки на металлоконструкции машин. Опыт конструирования таких вибровозбудителей свидетельствует о необходимости определения оптимальных размеров вала при его расчете на прочность и выносливость. Это позволяет выбирать минимальные по массе опорные и мотылевые подшипниковые узлы, а также маховики и шкивы.

На рис. 1 представлена конструкция вибровозбудителя, который состоит из опорных и мотылевых подшипниковых узлов 1 и 2, соединенных валом 3 с насаженными на него эксцентриковыми втулками 4. Для уравновешивания инерционных сил от последних на шкиве 5 и маховике 6 выполнены дебалансные приливы 7, направленные в обратную сторону. В корпусах мотылевых подшипниках закреплены два штока 8, концы которых содержат упругие элементы 9, генериркющие усилия на рабочий орган вибромашины.

В качестве примера для анализа прочностных характеристик вала принят вибровозбудитель виброплощадки ВПТ, динамические параметры которой использованы как исходные данные для расчета.

Сила упругости, действующая на вал со стороны шатунов ,

где С₀ – жесткость упругого элемента; С₀=4800 Н/мм,

– деформация упругого элемента; = 10 мм.

= 4800·10 = 48000 Н.

7

5

1

2

3

6

4

А

9

8

Рисунок 1. – Вибровозбудитель

Сила инерции, возникающая при вращении эксцентриковой части вала и дебалансных приливов на шкиве и маховике

где Q – масса дебалансов; Q = 100 кг,

– эксцентриситет втулки на валу; = 12 мм,

– рабочая частота колебаний виброплощадки; = 62,8 рад/с,

Тогда = 4700 Н.

Крутящий момент, передаваемый валом ,

где N – потребляемая мощность; N = 39 кВт.

Рисунок 2. – Расчетная схема вала вибровозбудителя и эпюра изгибающих моментов

Давление на вал от клиноременной передачи ,

где S₀ – натяжение одной ветви; S₀= 350 Н,

z – число ремней; z = 4,

– угол охвата на малом шкиве; = 166°.

= 2780 Н.

На рис. 2 показана расчетная схема вала вибровозбудителя и эпюра изгибающих моментов.

Определим напряжение изгиба и кручения в сечении І-І:

; .

Здесь – изгибающий момент от сил инерции эксцентриковых масс;

– изгибающий момент от натяжения ремней;

и – моменты сопротивлений поперечного сечения вала в І-І;

= 4700·100 = 470000 Н мм;= 2780·10 = 27800 Н мм;

= 152·10³ мм³; = 304·10³ мм³.

Тогда = 3,6 МПа и = 20,5 МПа.

Для сечения ІІ – ІІ:

; .

Здесь= 4700·300+(48000–4700)·100=574·10⁴ Н мм;

= 2780·300 = 834·10³ Н мм;

= 170·10³ мм³; = 340·10³ мм³.

Тогда = 34,2 МПа и = 0,93 МПа.

Для сечения ІІІ – ІІІ:

; .

Здесь = 4700·500+(48000–4700)·300–4600·100 = 1054·10⁴ Н мм;

= 2780·500 = 136·10⁴ Н мм;

= 220·10³ мм³; = 440·10³ мм³.

Тогда = 48 МПа и = 0,7 МПа.

Коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении определяем для наиболее напряженного сечения ІІІ – ІІІ. Для вала, изготовленного из стали 45:

; .

Запас прочности по пределу текучести

что больше . Следовательно, статическая прочность вала обеспечена.

При исследовании вала на выносливость будем учитывать только сечение ІІІ – ІІІ. Сначала определим коэффициент долговечности по нормальным и касательным напряжениям