ВИБРАЦИИ ПИЛЬНОГО ЦИЛИНДРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО КРИТИЧЕСКИХ СКОРОСТЕЙ

АННОТАЦИЯ

Изучена зависимость радиального биения пильного цилиндра от массы вала и точности его изготовления к его прогибу при работе, приводящему к быстрому износу рабочей части колосников и затупления зубьев пил. Для уменьшения радиального биения предложен вариант трубчатого вала для пильного цилиндра линтера 5ЛП. Проведены силовые расчеты на вибрацию и устойчивость пильного цилиндра при вращении. Теоретическим путем определена критическая скорость пильного цилиндра с трубчатым валом при допустимой вибрации.

ABSTRACT

The dependence of the radial runout of the saw cylinder on the mass of the shaft and the accuracy of its manufacturing to its deflection during operation, leading to rapid wear of the working part of the grate and blunting of the saw teeth, has been studied. To reduce radial runout, a variant of a tubular shaft for the 5LP linter saw cylinder was proposed. Power calculations were carried out for vibration and stability of the saw cylinder during rotation. The critical speed of a saw cylinder with a tubular shaft under permissible vibration was determined theoretically.

Ключевые слова: линтер, пильный цилиндр, вал, диаметр, длина, скорость, пила, междупильная прокладка.

Keywords: linter, saw cylinder, shaft, diameter, length, speed, saw, intersaw spacer.

Введение. На хлопкозаводах при линтеровании хлопковых семян средневолокнистых сортов эксплуатируются пильные линтеры марки 5ЛП и 5ЛПМ [1, с. 67]. В пильных линтерах под значительным силовым воздействием от внешних нагрузок находится главная часть устройства, основной узел –пильный цилиндр. Пильный цилиндр состоит из вала 1, пильного диска 2, междупильных прокладок 3, 2 боковых шайб 4 и 2 боковых гаек 5 (рис. 1, 2). На вал насаживается 160 пил внешним диаметром 320 мм и 159 междупильных прокладок. На консольной части цилиндра находятся сосредоточенная масса – вес полумуфты.

Длина вала – 2150 мм, масса вала – 88,3 кг, масса одного пильного диска – 0,57 кг, масса одной междупильной прокладки – 0,14 кг, масса одной шайбы – 2,6 кг, масса одной гайки – 2,6 кг. Тогда общая масса пильного цилиндра – 212,16 кг.

Рисунок 1. Рабочий вал линтера 5ЛП

Пильный цилиндр приводит во вращение семенной валик, обеспечивая постоянную работу зубьев пил. По технологическим требованиям пильный цилиндр должен иметь высокую соскабливающую способность. Это достигается нормальным состоянием зубьев пил, пильные диски должны быть жестко закреплены на валу, при этом они не должны менять своего положения во время работы и при вращении проходить строго посередине межколосникового промежутка.

1 – вал, 2 – пильные диски, 3 – междупильные прокладки, 4 – шайба, 5 – гайка.

Рисунок 2. Пильный цилиндр линтера марки 5ЛП

Результаты испытания пильного цилиндра 160 пильных линтеров на производстве показали, что из-за значительного веса пильного цилиндра, при его вращении на 730 об/мин, увеличивалось его радиальное биение. Усиление радиального биения приводило к прогибу вала и износу его шейки под посадку подшипников, быстрому износу рабочей части колосников в колосниковой решетке и затупления зубьев пил при их касании к колоснику, что приводило их быстрому износу. Увеличение износа пильного диска и колосника, увеличивает расход импортирующих пил и колосников, уменьшая срок их службы. Также с увеличением биения пильного цилиндра невозможно было устанавливать зазоры 1,0–1,5 мм по всей длине между пильным цилиндром и соплом воздушной камеры. Вместо требуемых зазоров приходилось устанавливать зазоры между пильным цилиндром и соплом в 2,0–2,5 мм. Увеличение расстояния между зубьями пил и соплом воздушной камеры не обеспечивало полного съема линта с зубьев пил и транспортирование его в линтоотводящий канал. Оставшиеся на зубьях пил прядки линта забивают нижнюю часть колосниковой решетки. Также при заносе прядки линта вместе с зубьями пил обратно в камеру, они занимают полезный объем передней части зуба, тем самым уменьшая интенсивность соскабливания линта с поверхности семян. Для ликвидации забоев нижней части колосниковой решетки приходится часто останавливать линтер. Это приводит к уменьшению производительности линтера и суточной выработки линта. Недостаточное заполнение передней грани зубьев пил новым линтом значительно уменьшает производительность линтера.

Все вышеописанное показывает актуальность изучения устойчивости пильного цилиндра.

Недостаточная прочность и жесткость деталей пильного цилиндра, а также вибрации могут привести к ухудшению процесса линтерования и повреждения семян, поэтому такие его детали, как пильный вал, пильные диски, прокладки и затяжные шайбы, следует при проектировании подвергать необходимым силовым расчетам.

Результаты исследований. Рассмотрим, например, расчет пильного вала линтера 5ЛП на предмет устойчивости при его вращении.

Для выяснения динамической устойчивости вала при вращении с некоторым эксцентриситетом предположим, что на вал будет действовать центробежная сила, стремящаяся изогнуть вал:

                                                                        (1)

и сила упругости вала, противодействующая центробежной силе [2, с. 147]:

                                                                          (2)

где     – масса диска,

 – прогиб вала в месте нахождения диска,

– коэффициент, зависящий от жесткости вала, расположения опора и нагрузки между опорами.

Для вала постоянного сечения, установленного на двух опорах, и расположении диска посередине пролета [1, с. 67]:

                                                                        (3)

Определим массу вала, существующего пильного цилиндра линтера 5ЛП:

где  – плотность стала, – радиус вала, – длина

посадочного места вала, где устанавливаются пильные диски, междупильные

прокладки, шайбы и гайки, – массы цапфы.  

– масса посадочного места вала.

Применение сплошных валов, имеющих большие массы в пильном цилиндре 160 пильных линтерах при их вращении на 730 об/мин образует большие вибрации при прогибе вала, что уменьшает устойчивость вала [1; 2]. С уменьшением массы вала должен уменьшаться прогиб и его вибрации, повышая, таким образом, устойчивость.

В связи с этим, рассмотрим критическую скорость трубчатого вала для пильного линтера марки 5ЛП.

Конструктивные размеры трубчатого вала 160 пильного линтера приведены на рисунке 3.

1 – пустотелый вал, 2, 3 – цапфы.

Рисунок 3. Трубчатый вал с цапфами линтера 5ЛП

Определим массу трубчатого вала вместе цапфами:

где – массы цапфы, – внешний радиус вала,  – внутренний радиус вала, – длина пустотелой части вала.

При вращении пильного цилиндра образуется центробежная сила , стремящейся изогнуть вал, и силы упругости F, оказывающей сопротивление центробежной силе и стремящейся возвратить вал в исходное положение. При действии двух сил возникают вибрации быстровращающегося вала. Вал после отклонения может вернуться в исходное положение в случае, если ; тогда можно считать, что прямолинейное положение вала будет устойчивое.

Приравнивая значения и , получим:

                                                                                     (4)

откуда:

    рад/сек                                                                          (5)

а критическое число оборотов:

                                                                                     (6)

Для расчета вала на прогиб построим его расчетную схему (рис. 4).

Рисунок 4. Расчетная схема вала на прогиб

Определяем критическое число оборотов предлагаемого вала по нижеследующим значениям:

– модуль Юнга, – общая длина вала, – внутренные и внешние диаметры трубчатого вала.

где масса вала –  кг, масса 160 шт. пил –  кг, масса 159 шт. междупильных прокладок –  кг, массы двух шайб-  кг, масса двух гайек-  кг.

Наличие эксцентриситета диска учитывается формулой [2]:

                                                                                     (7)

Из условия равенства  уравнения (7) запишем в виде:

                                                                            (8)

Исследуя уравнение (8), можно отметить, что при направления прогиба и эксцентриситета совпадают, а при  прогиб  и направления прогиба и эксцентриситета противоположны. Для случая , т.е. центр тяжести диска находится на оси вращения.

В этом случае прогиб будет распределяться по закону:

Полагая , , получаем выражение для коэффициента податливости (обратный коэффициенту жесткости):

Из формулы (6) определяем численное значение критической скорости предлагаемого вала:

Выводы. Экспериментальными исследованиями определено, что первая критическая скорость вала пильного цилиндра без затяжки составляет 1760 об/мин. Затяжка пильного цилиндра повышает его критическое число оборотов за счет пакета пил и прокладок, повышающих жесткость вала. Так, при изменении осевой силы от 0 до 20*10³ Н критическая скорость повышается до 1975 об/мин.

Список литературы:

1. Биргер И.А. Расчет на прочность деталей машин [Текст] : (Справочное пособие для конструкторов) / И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Р. М. Шнейдерович ; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. И. А. Биргера. – Москва : Машгиз, 1959. – 459 с.
2. Мирошниченко Г.И. Основы проектирования машин первичной обработки хлопка [Текст] : [Для вузов по специальности "Машины и аппараты текстильной пром-сти"]. – М.: «Машиностроение», 1972. – 486 с.