4. Пристрій притискання

Обов’язковим елементом усіх типів вальців є пристрій притискання рухомого валка до нерухомого, який, з одного боку, забезпечує необхідне для подрібнення розпірне зусилля, а з другого - дозволяє безаварійно пропускати крізь вальці тверді включення заданого розміру δ_мах. Як правило, на вальцях встановлений кінцевий вимикач таким чином, щоб при відсуванні рухомого валка на відстань (0,5  0,8)δ_мах забезпечувати виключення приводів. Використовуються три типи пристроїв: пружинні та зрізні пристрої притискання, а також пристрої, виконані на базі пневматичних або пневмогідравлічних циліндрів. Звичайно, кожний підшипниковий вузол рухомого валка містить свій пристрій притискання. Винятком є конструкція ФВ, приведена на рис.2.17. Найбільш широко використовують перший тип пристроїв. Переважна більшість вальців містить найпростіші у виготовленні й найдешевші гвинтові пружини стискання. Для забезпечення більших розпірних зусиль застосовують тарілчасті пружини. Основним недоліком пружин є суттєве зростання навантажень на вал і підшипники при пропусканні твердого включення, що спонукає до завищення розмірів і вартості відповідних елементів. Зрізні пристрої позбавлені цього недоліку, але потребують тривалої й трудомісткої операції заміни зрізаного елемента новим. Найдорожчими, але й найбільш ефективними є пристрої притискання третього типу. Характерною вимогою до усіх пристроїв є необхідність забезпечення високої швидкодії – тривалість процесу пересування підшипникових вузлів рухомого валка становить тисячні долі секунди, а швидкість пересування, незважаючи на відносно малий хід, сягає двох-трьох м/с.

Вихідними даними для вибору пристрою є відхід рухомого валка при попаданні твердого включення, що не подрібнюється, δ_мах, мм, і зусилля спрацьовування пристрою:

Р_р=Р∙К_з, (8.102)

де К_з=0,6÷0,7 – коефіцієнт розподілення, що враховує можливість нерівномірного навантаження обох пристроїв рухомого валка при пропусканні твердого включення не посередині валків.

При розрахунку гвинтової циліндричної пружини (далі – пружини) треба визначити її основні розміри: діаметр прутка d_nр , середній діаметр - D_nр, число робочих витків - z_nр , а також інші розміри, необхідні для розробки робочого креслення [2].

Розрахунок пружин проводять за формулами:

 =   , С_пр = , (8.103)

де  й  - діюче та допустиме дотичні напруження, МПа; К₁ – коефіцієнт, що враховує вплив кривизни витка і поперечної сили: К₁ = (D_пр + 0,5d_пр) / (D_пр - 0,5d_пр); на стадії попереднього розрахунку можна приймати К₁ = 1,2; С_пр – жорсткість пружини, Н/мм (якщо D_пр , d_пр в мм); G - модуль зсуву, МПа. Якщо пружину виготовляти із сталі 60С2А, як це найчастіше роблять, то після гартування  = 360 МПа; G=7,8  10⁴ МПа. Для кращих сталей (наприклад, 50 ХФА) можна приймати  = 750 МПа.

Індекс пружини визначається співвідношенням її діаметрів – i_nр = =D_nр / d_nр. Звичайно у пружин і_пр = 4  6. З формули для напруження можна визначити необхідний діаметр прутка:

d_nр = , (8.104)

Діаметр прутка, у відповідності до існуючої технології навивання пружин, обмежується величиною d_nр=40÷45 мм. Якщо потрібен більший діаметр, то в принципі можливе застосування пакету з двох однакових пружин, або так званих здвоєних пружин, коли усередині більшої пружини розміщена менша. Такий варіант характерний для пресів валкового типу й докладно розглянутий у [51]. Однак при великих розпірних зусиллях найбільш універсальним і конструктивно прийнятним є використання тарілчастих пружин замість гвинтових.

Надмірна жорсткість пружин при пропусканні твердого включення з розміром δ_мах приведе до перевантаження елементів валка (валу, підшипників), недостатня – потребує надто довгої пружини. Потрібну жорсткість пружини С_прп можна знайти, задавшись коефіцієнтом перевантаження К_пер, який характеризує ступінь підвищення зусилля при пропусканні твердого включення максимального розміру:

С_прп=10³ ∙ К_пер∙Р_р/δ_мах, (8.105)

Коефіцієнт перевантаження можна приймати із діапазону К_пер=1,2÷1,4. Необхідну кількість витків для забезпечення знайденої жорсткості можна розрахувати, користуючись формулою (8.103):

z_nр = . (8.106)

Кількість робочих витків пружини повинно знаходитись у діапазоні z_nр=5÷12. Зменшити кількість витків можна за рахунок нарощування середнього діаметру і, відповідно, індексу, й навпаки.

Повну кількість витків, крок, довжину пружини та прутка для її виготовлення, а також деформації (попередню й максимальну робочу при пропусканні включень), необхідні для розробки робочого креслення, слід визначати по загальноприйнятій методиці, приведеній, наприклад, у [2]. Величину попередньої затяжки δ_пр, яка потрібна для підтримання розрахункового розпірного зусилля, треба указати в технічному описанні вальців і забезпечити в процесі наладки перед пуском їх в експлуатацію.

Приклад. Розрахувати основні розміри гвинтової пружини пристрою притискання рухомого валка, який повинен забезпечити розпірне зусилля Р=120 кН і пропускати тверде включення з максимальним розміром δ_мах=30 мм.

Розрахункове зусилля спрацьовування пристрою притискання при коефіцієнті розподілення К_з=0,7 по (8.102) Р_р=120∙0,7=84 кН. Приймемо пружину з сталі 50 ХФА ( = 750 МПа) й індексом i_nр =5. При коефіцієнті К₁ = 0,2 по (8.104) маємо:

d_nр  ≈41,4 мм . Приймаємо d_nр = 42 мм. Відповідно, середній діаметр - D_nр= d_nр∙i_nр=42∙5=210 мм. Потрібну жорсткість пружини С_прп розраховуємо при К_пер=1,4 й δ_мах=30 мм по (8.105): С_прп= 10³ ∙ 0,2∙84/30= =560 Н/мм. Необхідну кількість витків при модулі зсуву G=7,8  10⁴ МПа знаходимо по (8.106): z_nр = = 5,85 ≈ 6. Кількість витків знаходиться у рекомендованому діапазоні.