Опоры качения в тяжелых режимах эксплуатации - Комиссар А.Г.
Скачать (прямая ссылка):
Конструктивные схемы
169
1
2
а) 3 + 6)
б
5
а — инерционного одновального; б — инерционного самобалансного; в — инерционного колокольного; г — эксцентрикового
эллиптическую вибрацию системы с частотой равной частоте вращения пвибр = = Пщ. Самобалансная схема (рис. 49, б) позволяет
Рис. 49. Принципиальные схемы вибраторов:
г)
осуществить прямолинейные направленные колебания. Инерционный самобалансный вибратор включает два вала /, вращение которых синхронизировано, стол 5, подшипники 2 в корпусах 4, дебалансы 3 и пружины 6.
Инерционный вибратор колокольного типа (рис 49, в) включает колокол I9 дебалансный вал 2, корпус 5, шар-нирно-подшипниковую опору 4. При каждом обегании колокола центром тяжести дебалансного вала совершается одно колебание корпуса и поворот дебалансной части вала на некоторый угол. За один оборот вала его дебалансная часть совершает несколько обеганий, благодаря чему частота колебаний в несколько раз выше частоты вращения:
где Явибрі Пвр — частоты соответственно колебаний вибратора и вращения дебалансного вала; D19 D2 —диаметры дебалансной части вала и колокола.
Колокол может выполняться кольцевым (причем реализуется внешнее фрикционное зацепление его с Деба-
ты _ _ZJ-_
"вибр - і і _ D1ID2 I '
170
Опоры качения вибрационных машин и механизмов
лансным валом) или штыревым — тогда имеет место внутреннее зацепление.
Принципиальная схема эксцентрикового вибратора изображена на рис. 49, г. Коленчатый вал 1 с плечом г подвешен на наружных подшипниках 7, корпуса 5 которых жестко укреплены на фундаменте. Стол 3 связан с валом через внутренние подшипники 2, установленные в корпусах 4. Роль противовесов 6 заключается в снижении действия центробежных сил на наружные подшипники со стороны системы эксцентрично расположенных деталей. Вращение коленчатого вала вызывает синхронное круговое перемещение стола с амплитудой г и частотой, равной частоте вращения вала.
3. РАСЧЕТ НАГРУЗОК НА ПОДШИПНИКИ
При определении нагрузок на подшипники инерционный вибратор (за исключением вибраторов колокольного типа) рассматривают как изолированную систему двух точечных масс, расположенных в центрах тяжести стола машины и дебалансного вала.
Система стол—дебаланс, составляющая основу одновального инерционного виброгрохота, отличается от рассмотренной выше тем, что работает в поле действия двух внешних сил: тяжести и упругости пружин. Для вибраторов с небольшими амплитудами, работающих в режимах, далеких от резонансных, этими силами можно пренебречь как взаимокомпенсирующими. В других случаях расчет машины существенно усложняется, однако методика определения нагрузок на подшипники остается прежней.
На рис. 50 изображена изолированная система из двух масс M—т, расстояние R между которыми неизменно.
Всякое перемещение одной из масс, например т, происходящее под действием внутренних сил, вызывает ответное перемещение второй массы М, такое, что центр инерции системы О не изменяет своего положения в пространстве. Таким образом, переме-
Рис. 50. К расчету нагрузок ЩЄНИЄ Ш ПРИВОДИТ К ВОаЩЄНИЮ на подшипники инерцион- А
ного вибратора СИСТеМЫ ВОКруГ ЦеНТра О.
7
Расчет нагрузок на подшипники
171
Рис. 51. Влияние инерционных сил на свободные элементы подшипника: а — увеличение силы давления F — F01 F0 тела качения на наружное кольцо при вращении подшипника вокруг центра О; б — изнашивание в точке А приводит к увеличению дисбаланса сепаратора, центрированного по внутреннему кольцу; в — изнашивание в точке Б приводит к уменьшению дис* баланса сепаратора, центрированного по наружному кольцу
Вращение массы т вокруг центра инерции О с угловой скоростью со приводит к появлению центробежной силы инерции
F7n = т (R- г) о)2,
с которой масса т действует на точку О. Вращение массы M аналогично вызывает силу
FM = Мг(х)2,
с которой масса M действует на ту же точку.
Поскольку положение центра инерции в пространстве остается неизменным, F7n = —FM, тогда радиус вращения массы M
_ mR Г - т + R *
Эквивалентная нагрузка на подшипники инерционной вибромашины в общем случае является результирующей двух составляющих радиальных сил:
центробежной силы инерции, действующей на подшипники со стороны дебалансов;
инерционных сил, действующих со стороны свободных элементов подшипника при их движении с машиной (рис. 51).
Величина первой составляющей постоянна и определяется в соответствии с изложенным выше по следующей формуле:
F^-J-M(R-г)(02, (20)
172
Опоры качения вибрационных машин и механизмов
где т—дебалансная масса, кг; R—эксцентриситет массы т, м; г — амплитуда колебаний, м; со — угловая скорость колебаний, с"1; S — число подшипников, на которые опирается дебалансный вал.
Подсчет второй составляющей весьма затруднителен. Ее величина определяется многими факторами.
Рекомендуется считать суммарную величину инерционных сил тяжелых и средних вибромашин равной (0,1-7-0,3) F1 принимая большие значения для быстроходных вибромашин и вибраторов ударного действия.
Исходя из вышеизложенного, эквивалентная нагрузка на подшипник
