Расчет подшипников качения на долговечность

Выбор ПК производится исходя из условий его работы: нагрузки, скорости, требуемой долговечности. Допускается установка двух двухрядных подшипников на одну шейку, но не более. Обычно для прокатных валков используются четырехрядные роликовые подшипники с коническими, цилиндрическими или бочкообразными роликами.

Наружный диаметр подшипника D ограничен диаметром бочки валка D_в, т.к. необходимо обеспечить установку валков «в забой», т.е. до их соприкосновения. Отсюда условие:

,

где − минимальный диаметр бочки после последней переточки;

с − минимально допустимая толщина стенки подушки в ненагруженной зоне подшипника. Равна 0,1 h_верхн, где h_верхн – толщина верхней перемычки:

,

где d – внутренний диаметр подшипника;

Δ − половина минимального зазора между подушками в «забое». Зависит от размеров клети и может быть в интервале 1÷25мм.

Внутренний диаметр ПК зависит от его серии (особолегкая, легкая, средняя, тяжелая). Чем "тяжелее" серия, тем грузоподъемность подшипника выше, но меньше внутренний диаметр. Это ослабляет шейку и уменьшает жесткость всей валковой системы.

Выбор ПК рекомендуется вести по РТМ 24.010.14-73 "Под-

шипники качения для металлургического оборудования" или по справочнику Л.Перель "Подшипники качения".

Прежде всего определяется частота вращения подшипников. Если клеть дуо, то максимальная частота вращения рабочих валков:

, об/мин.

Если кварто: максимальная частота вращения опорных валков и подшипников:

, об/мин.

Выбирается тот номер подщипника данного типа, который допускает заданную частоту вращения (при густой или жидкой смазке). Затем находится эквивалентная нагрузка на один подшипник, под которой понимается такая радиальная нагрузка, которая эквивалентна совместному действию радиальной и осевой нагрузки. Рассчитывается эквивалентная нагрузка по формуле:

, кН

где Х, Y – коэффициенты, зависящие от номера подшипника (см. справочник);

F_r, F_a – радиальная и осевая нагрузка на подшипник. Если клеть листовая, то F_r = 0,5 Р. Если сортовая – находится из расчета валка на равновесие в зависимости от калибровки. По данным ВНИИМЕТМАШ F_а/F_r примерно равно: а) для листовых дуо – 0,01;

б) для листовых кварто – 0,02;

в) для сортовых при прокатке симметричных профилей – 0,05;

г) для сортовых при прокатке несимметричных профилей – 0,10.

Долговечность в млн. оборотов равна:

, млн. об.

где С – динамическая грузоподъемность подшипника, кН (из справочника);

р – показатель степени, зависящий от типа подшипников. Для роликовых р = 10/3, для шариковых – 3.

Затем определяется долговечность в часах:

а) для дуо: , час;

б) для кварто: , час.

По существующим нормам долговечность желательна 7000час, но не менее 5000час.

Если выбранный подшипник не воспринимает осевую нагрузку, то узел опоры следует делать комбинированным, в котором один подшипник воспринимает только радиальную нагрузку, а другой – только осевую (рис.2.2):

В качестве воспринимающего осевую нагрузку обычно берется радиально-упорный двухрядный роликоподшипник.

Пример 1: выбрать подшипник для опорных валков клети кварто с D_оп = 1300мм при V_пр = 5м/с и Р_max = 12МН.

Наружный диаметр подшипника должен не превышать:

мм.

Поскольку размеры подшипника еще не известны, то принимаем с = 35 мм, Δ = 5 мм.

Устанавливаем подшипники радиально-упорные конические

четырехрядные № 10777/750 с параметрами:

1. Внутренний диаметр d = 750 мм;

2. Наружный диаметр D = 1220 мм;

3. Ширина Т = 840 мм;

4. Количество роликов – 26

5. Диаметр роликов – 117мм;

6. Длина роликов – 154мм;

7. Коэффициент динамической грузоподъемности С = 21,52МН;

8. Предельное число оборотов при густой смазке – 100об/мин;

Максимальная частота вращения рабочих валков:

об/мин.

Максимальная частота вращения опорных валков и подшипников:

об/мин.

Находим долговечность в млн. оборотов:

млн. об.

гдеР_экв– эквивалентная нагрузка на оба подшипника. По [1]:

МН

Долговечность в часах:

ч.

Нормативной является долговечность 5 – 7 тыс. час. [1], расчетная долговечность составила ≈ 4500 ч. Такая долговечность несколько меньше нормативной, однако приходится идти на это, т.к. в справочнике отсутствуют другие подшипники соответствующего диаметра.

Преимуществом радиально-упорных подшипников является способность воспринимать осевую нагрузку. Поэтому опорный узел можно не делать комбинированным.

Пример 2: Выбрать радиально-упорный пошипник для восприятия осевой нагрузки. Исходные данные - предыдущего примера.

Осевая нагрузка на подшипник для клети кварто:

МН.

Требуемый коэффициент динамической грузоподъемности:

МН

Выбирает двухрядный радиально-упорный подшипник № 2097952 с параметрами:

1. Внутренний диаметр d = 260 мм;

2. Наружный диаметр D = 260 мм;

3. Ширина Т = 134 мм;

4. Коэффициент динамической грузоподъемности С = 0,866МН;

5. Предельное число оборотов при густой смазке – 630об/мин;

4. Расчет подшипников скольжения открытого типа.

Расчет ведется по допустимой удельной нагрузке:

,

где R – реакция на опоре; d – диаметр шейки; l_ш – длина шейки.

Допустимая удельная нагрузка: для текстолита и лигнофоля - 25÷30МПа, для лигностона – 16МПа. Долговечность этих подшипников не рассчитывается, т.к. зависит от условий эксплуатации.

Пример3: Проверить грузоподъемность текстолитового подшипника для условий примера №1.

МПа.

Для черновой клети такой подшипник бы подошел. Для чистовой, если ПК не проходит по скорости, нужно ставить ГДП.

Лекция №4

4.1 Расчет валков на статическую прочность

Расчет рекомендуется вести по методике акад. Целикова А.И., которая основывается на таких предпосылках:

- валок считается балкой переменного сечения;

- эта балка опирается на шарнирные опоры;

- равнодействующая усилия прокатки приложенная к центру бочки.

Расчетная схема приведена на рис.4.1.

	Mкр

Рисунок 4.1 – Расчетная схема валковой системы дуо

1. Изгибающий момент в сечении А-А:

2. Напряжение изгиба в сечении А-А:

3. Коэффициент запаса прочности в сечении А-АЯ:

где σ_в – предел прочности металла валка.

Напряжение в сечении А-А допустимо, если n_А больше 5.

4. Момент изгиба в сечении В-В:

,

где с= 0,5(а - L_б) = 0,5(650 - 500) = 75мм.

5. Напряжения изгиба и кручения в сечении В-В:

6. Приведенное напряжение в сечении В-В по теории прочности Мора, если валки из чугуна:

Если из стали, то по 4-й теории прочности:

7. Коэффициент запаса прочности в сечении В-В должен быть:

Если коэффициент запаса прочности меньше 5, то напряжение в сечении В-В превышает допустимое. Необходимо уменьшить усилия прокатки или заменить материал валков на более прочный.

8. Опасным сечением в лопасти приводного конца есть сечение С-С, где момент изгиба максимальный, а момент сопротивления изгибу- минимальный. Расчетная схема приведена на рис.4.2.

Рисунок 4.2 – Расчетная схема приводного конца

Равнодействующая усилия на боковую поверхность одной ветви лопасти находится на расстоянии приблизительно b от края лопасти, поскольку давление вкладыша на лопасть распределено примерно по треугольнику. Поэтому ее величина равняется:

,

где – ширина всей лопасти;

– ширина одной ветви лопасти.

9. Изгибающий момент и момент кручения в сечении С-С:

,

где x₀ – расстояние от сечения С-С к точке приложения равнодействующей давления вкладыша шарнира на лопасть:

где α – угол наклона шарнира шпинделя.

Момент кручения в сечении С-С:

10. Напряжения в сечении С-С:

- изгиба:

- кручения: МПа,

где η - коэффициент, который зависит от . Находится по табл.4.1 интерполяцией.

Таблица 4.1

11. Приведенное напряжение в сечении С-С:

12. Коэффициент запаса прочности в сечении С-С:

.

Расчет валкового комплекта кварто отличается только тем, что изгибающий момент по центру бочки находится по формуле:

,

не рассчитывается эквивалентное напряжение в сеч. В-В, а коэффициенты запаса прочности в этом сечении определяются отдельно по кручению и изгибу.

Поиск по сайту: