АЕПТВМ КП / КП Толкатели заготовок

a a

l

Рис. 9. Схема к расчёту на устойчивость штанг толкателя с переменным сечением

Штанги любой длины можно проверять по объединённому условию прочности и устойчивости, пользуясь формулой

где [σ]сж – допускаемое напряжение на сжатие;

ϕ– коэффициент понижения допускаемого напряжения в зависи-

мости от гибкости штанги µi l (см. таблицу 6).

8.РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР

Вопорах валов и осей печных толкателей применяют вращательные цилиндрические и плоские кинематические пары с использованием в них подшипников качения и скольжения. Соответственно должны быть решены задачи расчёта указанных кинематических пар и их конструктивного оформления. Характер и величина нагрузок опор определяются устройством звена механизма, передающего рабочее усилие от движителя к рабочему органу толкателя. Как правило, эту функцию выполняют зубчатые и рычажные передачи.

8.1. Силы, действующие в зацеплении зубчатых колёс

Силы взаимодействия зубьев принято определять в зоне однопарного зацепления (рис. 10). Вектор силы полного давления зуба ведущего колеса на зуб ведомого направлен нормально к образующей поверхности зуба. Этот вектор перпендикулярен к профилям в точке касания зубьев, совпадает с линией зацепления и может быть разложен по трём взаимно перпендикулярным направлениям. Составляющая Fr (радиальная сила) направлена по радиусу к центру колеса, составляющая Fa (осевая сила) направлена параллельно геометрическим осям колёс, и составляющая Ft (окружная сила) направлена перпендикулярно к геометрическим осям валов:

Ft = 2Mкр/dW ; Fa = Ft tgβ; Fr = Ft tgα/cos β,

где Mкр – крутящий момент на валу;

dW – диаметр начальной окружности зубчатого колеса;

α – угол профиля зуба инструментальной рейки, в стандартном зацеплении α= 20°;

β– угол наклона зуба колеса, принимаемый обычно 8–15°.

Силы, действующие в зацеплении, передаются на подшипниковые опоры и по величине, в первом приближении, равны:

Рис. 10. Силы, действующие в зацеплении цилиндрических косозубых колёс

8.2.Опоры на подшипниках качения

8.2.1.Общие сведения о подшипниках качения

Подшипники качения классифицируют по следующим признакам

[8, 7]:

1)по форме тел качения подразделяют на шариковые и роликовые;

2)по направлению воспринимаемых относительно оси вала сил разделяют на радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные, упорные;

3)по способности самоустановки подразделяют на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся;

4)по числу рядов тел качения делят на однорядные, двухрядные, четырёхрядные и многорядные.

Подшипники одного и того же диаметра подразделяют по наружному диаметру и ширине на серии: сверхлёгкую, особолёгкую, лёгкую, лёгкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжёлую. В зависимости от типа и серии подшипники обладают различной грузоподъёмностью и быстроходностью (табл.7, [4]). Быстроходность оценивают по произведению

dm n (dт – диаметр окружности, соединяющей центры тел качения, мм; n – частота вращения кольца подшипника, мин-1). Основные размеры подшипников установлены ГОСТ 3478–79. В них входят: внутренний d и наружный D диаметры, ширина В и радиус r фасок колец.

Примечания: 1. За 100% приняты радиальная грузоподъёмность и предельная частота вращения радиального однорядного шарикоподшипника.

2. Подшипники других типов, принятых для сравнения, имеют такие же радиальные габариты.

Подшипники качения имеют ряд достоинств по сравнению с подшипниками скольжения: меньшие (в 2–3 раза) осевые размеры; меньшее сопротивление пуску под нагрузкой и вращению при небольших и средних частотах вращения; простоту технического обслуживания и смазки; низкую стоимость и взаимозаменяемость.

Недостатки подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения состоят в следующем: большие радиальные размеры; малая радиальная жёсткость; более сложный монтаж; большее сопротивление вращению (из за трения между телами качения, кольцами и сепаратором) при высоких частотах вращения и, как следствие, низкая долговечность.

8.2.2. Конструирование подшипниковых узлов

Узел подшипника включает обычно корпус, детали для фиксирования, а также устройства для смазывания. Он должен обеспечивать восприятие радиальных и осевых сил, а также исключать осевое смещение вала, нарушающее нормальную работу сопряжённых деталей (зубчатых колёс, уплотнений и др.) Это достигается за счёт крепления подшипников на валах и фиксирования их в корпусе.

Посадки внутренних колец на вал осуществляют в системе отверстия, наружных колец в корпус – в системе вала [7]. Выбор посадки зави-

8.2.3. Выбор подшипников качения

Подшипники качения стандартизированы, поэтому их чаще не проектируют, а подбирают по справочникам, см. например [7, 8]. Основными рабочими характеристиками подшипников конкретного конструктивного исполнения являются статическая и динамическая грузоподъёмности.

Выбор подшипников качения производят по приведённой нагрузке R и расчётному ресурсу L (в миллионах оборотов) по формуле:

Cрас =Rq L ≤C ,

где q = 3 для шарикоподшипников; q = 3,33 – для роликоподшипников; C – динамическая грузоподъёмность подшипника по каталогу. Если подшипник принят по конструктивным соображениям, то рас-

чётом проверяют его ресурс (в часах):

=105 C q Lh ,

6n R

где n – частота вращения, мин-1.

Рекомендуемые значения Lh для печных толкателей (20…40) тыс. часов. Эквивалентную нагрузку для подбора подшипников определяют с

учётом особенности их работы в эксплуатационных условиях:

где Fr , Fa – радиальная и осевая нагрузки;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (см. табл. 8);

ШХ15 (см. табл. 9).

Для упорных подшипников R = FaKδKT, для упорно-радиальных приведённая нагрузка определяется по формуле (8.1) при V = 1.

Если подшипники работают при изменяющихся во времени нагрузке и частоте вращения, то расчёт ведут по эквивалентной нагрузке: