Розрахунок підшипників прийомних і проміжних валів

Прийомні і проміжні вали найчастіше встановлюють на підшипниках кочення, розрахунок яких практично не відрізняється від розрахунку аналогічних підшипників загального призначення.

 

При необхідності збільшення жорсткості опори встановлюють два підшипники в одній опорі, однак у будь-якому випадку при розрахунку приймається одна точка опори, розташована по середині цапфи вала.

Перевірочний розрахунок підшипника виконується по величині приведеного радіального навантаження

, (6.34)

де k_k – кінематичний коефіцієнт: при обертанні внутрішнього кільця підшипника k_k =1; при обертанні зовнішнього кільця для сферичних підшипників k_k =1,1; для всіх інших підшипників k_k =1,35;

R – радіальне навантаження на підшипник;

m – коефіцієнт, що залежить від типу підшипника, вибирається по табл. 6.25;

A – осьове навантаження;

k_σ – динамічний коефіцієнт, що залежить від характеру навантаження на підшипник; для універсальних пресів k_σ =1; для пресів-автоматів і спеціалізованих вирубних пресів k_σ =1,3…1,8;

k_τ – температурний коефіцієнт, що залежить від температури підшипника, вибирається по табл. 6.26;

Q _пр – припустиме статичне навантаження підшипника, що вказується в стандарті на підшипник.

Таблиця 6.25

Коефіцієнт m

Тип підшипника	Відношення R/А	При осьовому навантаженні
За 2
Шарикові:
однорядні серій 200, 300, 400	1,5	1,7	1,9	2,0
сферичні легкої серії	4,5	5,2	4,6	6,1
сферичні середньої серії	4,0	4,6	5,0	5,4
сферичні широкої серії	2,5	2,9	3,1	3,4
радіально-упорні однорядні	1,5	1,8	1,9	2,0
Роликові:
сферичні двохрядні легкої серії	4,5	5,2	5,6	6,1
сферичні двохрядні середньої серії	3,5	4,0	4,4	4,7
конічні легкої серії	1,5	1,7	1,9	2,0
конічні середньої серії	1,8	2,1	2,2	2,4
радіально-упорні	0,7

 

Підшипник перевіряється за коефіцієнтом працездатності

, (6.35)

де n – число оборотів підшипника в хвилину;

h – число годин роботи підшипника, прийняте від 5000 до 30000 годин у залежності від важливості вузла;

С _пр – припустимий коефіцієнт працездатності підшипника, що вказується в стандарті на підшипник.

 

Таблиця 6.26

Температурний коефіцієнт k_τσ

Робоча температура підшипника, °С	<100
kτ	1,0	1,05	1,1	1,15	1,15	1,35	1,4

 

Швидкість обертання валів у підшипниках кочення обмежується стійкістю сепаратора, нагріванням і динамічними навантаженнями

, (6.36)

де ω – кутова швидкість вала;

d _в – діаметр шийки вала.

Гранична лінійна швидкість шийки вала складає для підшипників зі штампованими сепараторами V_пр = 15…20 м/с; для підшипників з масивними сепараторами V_пр = 20…25 м/с; для конічних підшипників V_пр = 8…13 м/с;.

При конструюванні і розрахунку підшипників валів варто враховувати наступне:

Заміна однорядного радіального підшипника на радіально-упорний дозволяє збільшити припустиме радіальне навантаження на 20…40 %, а при заміні циліндричного чи конічного на роликовий – на 40…80 % і більш. Середнє підвищення вантажопідйомності при заміні вузьких підшипників широкими для легкої і середньої серій складає 10…50 %.

Коефіцієнт тертя кочення збільшується для обліку неточностей виготовлення й обробки посадкових місць, монтажу, забруднення і складає для шарикопідшипників 0,015; для роликових підшипників 0,03.

6.8. Розрахунок планетарного приводу кривошипних пресів

Планетарні механізми використовуються в приводі кривошипних пресів з двоякою ціллю. З одного боку планетарний привід з збільшеним передатним відношенням успішно замінює проміжну зубчату циліндричну передачу з меншим відношенням. З другого боку, планетарні механізми використовуються як складова частина системи вмикання преса, і в цьому і полягає їх головна перевага. По-перше, витрати енергії на вмикання такого приводу розподіляються на витрати при вмиканні, і витрати при вимиканні приводу, причому найбільші витрати при вимиканні відбуваються після робочого ходу в кінці холостого ходу назад, що забезпечує більші енергетичні можливості приводу. По-друге, загальна величина витрат енергії на вмикання і вимикання приводу в порівнянні з традиційними системами вмикання значно (в 3-5 разів) менше. Остання перевага особливо характерна для тих пресів, в яких муфта і гальмо встановлювались на проміжних валах. По-третє, в планетарних механізмах використовуються два гальма, умови роботи яких значно кращі, ніж умови роботи муфти, що значно збільшує ресурс їх роботи.

Розрахунок планетарного приводу кривошипного преса полягає в визначенні, насамперед, конструктивних розмірів головних зубчатих коліс, необхідних моментів гальм вмикання і вимикання, витрат енергії на вмикання і вимикання.

На стадії ескізного проектування виникає необхідність у визначенні деяких показників енергодинамічного режиму включення і зупинки. Проведення повного динамічного аналізу системи нераціональне, а часто і неможливо, через відсутність точних значень початкових даних. Необхідність в таких показниках виникає також при оцінці ефективності вибраної схеми приводу і його параметрів.

У таких випадках можна використовувати результати наближеного розрахунку основних енергодинамічних параметрів процесів включення і зупинки. Наближений розрахунок заснований на аналітичному вирішенні рівнянь математичної моделі приводу після введення додаткових допущень і передумов.

Розрахункові залежності для визначення тривалості періоду включення t_1n, мінімальної кутової швидкості ведучої ланки а протягом періоду включення ω_amn,,необхідного гальмівного моменту мають вигляд

; (6.37)

; (6.38)

; (6.39)

Аналогічні залежності при зупинці приводу будуть

; (6.40)

; (6.41)

, (6.42)

де J_a – момент інерції ведучих частин приводу;

j_п, j_о, j – відносні моменти інерції ведених частин

J_b, J_h – моменти інерції ведених частин приводу;

ω_ап, ω_ао – відповідно, початкова кутова швидкість ланки а при включенні і зупинці;

p= z_b/z_a – кінематичний параметр редуктора;

z_b, z_a – відповідно, число зубів зовнішньої і внутрішньої шестерень редуктора;

z – показник інтенсивності включення гальма. Середні значення показника z дорівнюють 0,2..1,2;

M_bp, M_hp – необхідні гальмівні моменти, що забезпечують загальмовування ланок b і h відповідно на заданих кутах φ_bt і φ_ht.

Першорядним завданням при розрахунку планетарного приводу є раціональне розподіл загального передавального числа приводу. Розподіл передавального відношення приводу здійснюється за наслідками розрахунку критеріїв оптимальності параметрів, якими можуть бути сумарна маса приводу і витрата енергії на включення та зупинку.

Загальна вага приводу представляється у вигляді:

(6.43)

де М_гм – розрахунковий крутильний момент на головному валу;

– допустимий силовий фактор матеріалу зубчастих коліс планетарного редуктора;

– коефіцієнт, залежний від типу планетарного механізму і параметрів зачеплень;

– коефіцієнт, залежний від конструкції зубчатих коліс

;

– допустимий силовий фактор матеріалу зубчастих коліс передачі;

– передавальне відношення зубчастої передачі;

d₁, d₂ – відповідно діаметр ділильного кола провідного і веденого коліс;

C_R, C_Z – коефіцієнт конструктивного виконання планетарного редуктора та зубчатої передачі;

C₁, C₂ – відповідно коефіцієнти конструктивного виконання ведучого і веденого коліс.

Для планетарних механізмів коефіцієнт x_R визначається по формулі

,

де k_а, k_g, k_b – коефіцієнти конструктивного виконання зубчатих коліс редуктора;

n_ω – число сателітів;

Коефіцієнти конструктивного виконання k_а, k_g, k_b зубчастих коліс планетарного редуктора приймаються рівними одиниці для коліс із зовнішніми зубами і 0,3 – для коліс з внутрішніми зубами.

Величина / є постійною для кожної КПМ, тому відношення прямо пропорціональне загальній вазі приводу і може бути прийнято як перший критерій оптимальності параметрів (по мінімуму ваги) R_G

. (6.44)

При порівняльному аналізі коефіцієнти C_R і Сz приймаються рівними C_R=1,2…2,6, Сz=1,0…1,3, причому великих значень Сz набувають при стрічкових гальмах, менші – при дискових. Коефіцієнти С₁ і С₂ зубчатої передачі рівні С₁=1,45…2,6, С₂=0,36…0,44. Великих значень коефіцієнтів С₁ і С₂ набувають для передач з відносно вузькими зубчатими колесами (при ψ ₂ ≤ 0,15).

На рис. 6.9 показана залежність критерію R_G від загального передавального відношення i_о і параметра редуктора р. Кожному значенню i_о відповідає одне поєднання p і i_Z (оскільки ), при якому вага G_Z – найменша. Мінімальні значення критерію R_G на рисунку сполучені лінією S_G.

Витрата енергії на включення і зупинку можна визначити по формулі:

; (6.45)

де ;

ω_н – номінальна кутова швидкість головного валу КПМ;

С_в – коефіцієнт конструктивного виконання зовнішньої шестерні;

γ – щільність матеріалу коліс;

ψ_а – відносна ширина колеса а;

к_j – коефіцієнт співвідношення моментів інерції ведених мас

;

ψ_b – відносна ширина колеса b;

 

Рис. 6.9. Залежність критерію R_G від передавальних відношень приводу

 

При порівняльному аналізі постійна Na не залежить від параметрів приводу і для кожної КПМ є постійною. Тому відношення

(6.46)

є залежністю відносної витрати енергії на включення і зупинку ГВМ у від параметрів приводу і приймається як другий критерій оптимальності параметрів R_A.

На мал. 6.10 показана залежність критерію R_A від параметра p при певному загальному передавальному відношенні i_о. З малюнка видно, що для кожного передавального відношення i_о існує єдине поєднання p і i_Z, при яких величина R_A буде найменша. Оптимальні значення параметра p знаходяться як координата точки перетину кривої R_A для відповідного значення i_о з лінією S_A, яка є лінією мінімальних значень критерію R_A.

Рис. 6.10. Залежність критерію R_A від передавальних відношень приводу

 

Після визначення передавальних відношень приводу число зубів коліс редуктора визначається по наступних залежностях, отриманих після сумісного вирішення умови сусідства і збірки:

;

;

.

де А – довільне ціле число;

q, g – найменші цілі числа, відношення яких дорівнює передавальному відношенню редуктора.

 

 

Розділ 7