АЕПТВМ КП / КП Толкатели заготовок

Паршин В.С., Спиридонов В.А., Мухоморов В.Л. Толкатели заготовок для металлургических печей

[p] = 10…13 МПа; для незакалённой стали по бронзе [p] = 8…10 МПа; для незакалённой стали по чугуну [p] = 5…6 МПа).

Для винтовых толкателей принимают при небольших усилиях трапецеидальную резьбу (ГОСТ 9484–81), при больших – упорную (ГОСТ 10177–82) или прямоугольную по следующим соотношениям: рабочая высота профиля резьбы h = 0,1 dср; наружный диаметр резьбы dн = dср + h; внутренний диаметр резьбы dв = dср – h; шаг резьбы S = 2 h.

Если резьба многозаходная с числом заходов Z, то ход резьбы S1 и угол наклона ϕ определяют соответственно по формулам:

S1 = z S, tgϕ = S1/πdср.

Прочность винта толкателя, работающего одновременно на растяжение и кручение, проверяют по формуле наибольших касательных напряжений:

где напряжения от растяжения σ= Р/F = 4 P/(πdв2) и напряжение от кручения

В этих формулах: P – осевая сила винта; ϕ – угол подъёма винтовой линии; ρ – угол трения (arctg ρ= µ; при слабой смазке для стали по бронзе µ= 0,1 и для стали по чугуну µ= 0,15); dср – средний диаметр нарезки; W = 0,2dв3 – момент сопротивления сечения винта при кручении.

Крутящий момент Mоп от сил трения в подпятнике зависит от его конструкции. Для подпятника скольжения в виде кольцевой пяты момент

где R и r – наибольший и наименьший радиусы кольцевой пяты.

Для подпятника в виде упорного шарикового подшипника этот момент равен

гревательную печь весь ряд длинных заготовок на величину хода. При обратном движении штанг между ними и концом ряда заготовок подаётся следующая заготовка, после чего цикл повторяется.

P

Рис. 4. Схема рычажного толкателя

Кинематический расчёт рычажного толкателя сводится к выбору размеров рычажной системы для обеспечения заданного хода толкателя и определению передаточного числа.

Механизм толкателя можно рассматривать как шестизвенный – AB, BC, CDE, AD, EF и F (рис.5). Точки A и D зафиксированы друг относительно друга, поэтому их также следует рассматривать как звено. Точки C, D и E также жёстко зафиксированы друг относительно друга, и поэтому звено CDE рассматривается как единое. Изменяемые углы ϕ3 и ϕ4 отличаются друг от друга на величину ∆ϕ34, являющуюся постоянным параметром для конкретного конструктивного исполнения звена DCE.

Рис. 5. Кинематическая схема рычажного толкателя

Механизм толкателя можно условно разделить на четырёхзвенный механизм ABCD и кривошипно-шатунный DEF, синтез которых подробно рассмотрен в литературе [2,5,6,10,11,13].

Начнём синтез рычажного толкателя с рассмотрения механизма DEF, изображённого на рисунке 6а. Имеем: H = D1F2 – D1F1, где

Аналогичное выражение можно записать и для углов ϕ52 и ϕ42.

В кинематической схеме предлагаемой для задания на курсовой проект эксцентриситет равен нулю, поэтому, подставляя (5.2) в (5.1) и учитывая, что e = 0, получим:

Таким образом, задаваясь ходом толкателя H, углами ϕ41, ϕ42 и δ, можно определить длины звеньев DE и EF.

Синтез четырёхзвенного механизма будем осуществлять по минимальному углу давления в начале проталкивания заготовок, углу ϕ31 образованному между крайним положением коромысла DC и горизонтальной прямой, а также коэффициенту λ= lBC/lAB (рис. 6, б). (Угол давления – угол между вектором силы, приложенной к ведомому звену (без учёта трения), и вектором скорости приложения силы.)

Угол давления будет близок к нулю при положении механизма AB1C1D, когда звенья AB и BC образуют между собой угол в 90°. Значит, в этом положении механизма следует начать проталкивать заготовки.

E1 E2

Рис. 6. Схема к синтезу рычажного толкателя

Данная схема обеспечит рабочий ход толкателя, обусловленный углами качания коромысла ϕ31 – ϕ32. При крайнем левом положении механизма коромысло DC составляет угол с горизонталью ϕ33. Таким образом, ход ползуна F, обусловленный углами ∆ϕ= ϕ31 – ϕ32 будет холостым, т. е. на этом участке проталкивания заготовок не будет.

Начнём синтез механизма ABCD. Из ∆AC2M (см. рис. 6, в) имеем

где

(5.5)

OC2' = lBC – lDC cosϕ31 + lDC cosϕ32 . (5.6)

Из ∆DC1C1' имеем C1C1' = lDC sinϕ31. С другой стороны C1C1' = lAB + e. Длину звена DC определим как lDC = c lDE, где c – коэффициент про-

порциональности, определённый по чертежу прототипа толкателя. Подставляя (5.5) и (5.6) в (5.4) и учитывая, что λ= lBC/lAB, получим

систему уравнений с тремя неизвестными lAB, lBC, e :

Выразив e и lAB через lBC, получим квадратное уравнение относительно lBC:

Задавшись значениями λ, ϕ31 и ϕ32, можно определить lBC, а затем lAB.

Таким образом, мы определили длины всех звеньев рычажного толкателя, т. е. осуществили его синтез.

Для выбора двигателя и редуктора необходимо определить передаточное отношение механизма χ, равное отношению линейных скоростей точки B кривошипа и точки F ползуна:

Для дальнейшего определения передаточного отношения строим с произвольным масштабным коэффициентом µV планы скоростей криво- шипно-ползунного механизма DEF (рис. 6, г) и четырёхзвенного механизма ABCD (рис. 6, д). Пользуясь этими планами скоростей, выразим передаточное отношение механизма χ:

Отношение PE/PF можно вычислить из косоугольного треугольника PEF по теореме синусов:

Подставляя (5.11) и (5.12) в (5.10), получим:

Как видно из уравнения (5.10), передаточное отношение шестизвенного механизма является величиной переменной, зависящей от угла поворота кривошипа и от соотношений длин звеньев. Следовательно, имея постоянную скорость вращения кривошипа, ползун будет иметь переменную скорость. Задавшись средней скоростью толкания заготовок (скоростью

ползуна VF), можно определить расчетное значение угловой скорости кривошипа ωкр:

кр lAB

Мощность привода рычажного толкателя определяется по формуле:

После этого выбирают двигатель по каталогу [1]. Определив Mдв, ωдв конкретного двигателя, можно выбрать редуктор по передаваемой мощности и передаточному числу i = ωдв/ωкр .

6. ФРИКЦИОННЫЙ ВЫТАЛКИВАТЕЛЬ

Фрикционный выталкиватель применяют для выдачи из печи горячих слитков, выталкиваемых штангой в торец. Во фрикционном выталкивателе ход штанги достигает 5 м и более при скоростях движения до 1 м/с. Толкающее усилие редко превышает 5…10 кН. Квадратная штанга 1 движется возвратно-поступательно от двух фрикционных роликов, установленных на подшипниках в передней стойке 2. Необходимое толкающее усилие создаётся в результате того, что верхний ролик прижимает штангу к нижнему ролику при помощи нажимных винтов и пружин 3. Оба ролика вращаются приводом в разных направлениях. Штанга движется по направляющей балке 6, которая одним концом опирается на заднюю стойку 7, а другим – на вертикальную цапфу 5 передней стойки. Это даёт возможность поворачивать штангу в горизонтальной плоскости на небольшой угол для выталкивания из печи перекосившихся слитков.

Для передачи штанге толкающего усилия P фрикционные ролики должны быть прижаты к штанге с усилием N, определяемым по формуле:

где β – коэффициент запаса сцепления роликов, который рекомендуется принимать в силовых передачах, равным β= 1,25…1,5;