Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 6)

Основными потерями в подшипниках являются потери на трение, которые определяются моментом трения /12/.

Момент трения в подшипниках рекомендуется определять по следующей формуле:

(3.58)

где М₀ – момент трения холостого хода, зависящий от типа подшипника и условий его работы;

М₁ – момент трения зависящий от нагрузки.

Момент трения холостого хода, зависящий от типа подшипника и условий его работы М₀, Н^.мм, рассчитывается по формуле:

(3.59)

где f₀ – табличный коэффициент, полученный в результате экспериментальных исследований различных типов подшипников при различных типах систем смазывания;

– кинематическая вязкость масла, мм²/с;

n – частота вращения вала, мин ^–1;

D_ср. – средний диаметр подшипника, мм.

Момент трения зависящий от нагрузки М₁, Н^.м, рассчитывается по формуле:

, (3.60)

где f₁ – коэффициент, зависящий от типа подшипника;

g₁ – коэффициент, зависящий от соотношения радиальной и осевой нагрузок;

Р₀ – эквивалентная статическая нагрузка, Н.

Потеря мощности, обусловленная потерями на трение в подшипнике Р_тр, Вт, определяется по формуле:

, (3.61)

где n – частота вращения вала, мин ^–1.

Расчет потерь на трение в подшипниках выполнен с использованием программы «SIRIUS 2».

Результаты расчета находятся в приложении Е.

3.14 Расчет теплового баланса опор качения

Уравнение теплового баланса при установившемся режиме работы под-шипника имеет следующий вид /15/:

W = W₁ + W₂, (3.62)

где W – тепловыделение в подшипнике, Вт;

W₁ – количество тепла, переносимого смазкой, Вт;

W₂ – количество тепла, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, Вт.

Количество тепла, переносимого смазкой W₁, Вт, вычисляется по формуле:

W₁ = cQ(t₂ – t₁), (3.63)

где с – удельная объемная теплоемкость масла, Дж/м³C;

t₁ и t₂ – температура смазки на входе и выходе из подшипника;

Q – расход масла, м³/с.

Количество тепла, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду W₂, Вт, вычисляется по формуле:

W₂ = kF(t_м – t_в), (3.64)

где F – свободная поверхность подшипникового узла, м²;

k – коэффициент теплоотдачи, Вт/м²С;

t_м – средняя температура масла в нагруженной зоне;

t_в – температура окружающего воздуха.

Теплообразование в подшипнике W, Вт, определяется мощностью расходуемой на трение:

W = P_тр., (3.65)

Из приведенных формул следует, что необходимое для отвода тепла количество жидкого масла Q, л/мин, определяется по формуле:

. (3.66)

Расчет теплового баланса опор выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Ж.

3.15 Выбор и обоснование посадок

Выбор посадок подшипников качения

При назначении полей допусков для посадок вала под внутреннее кольцо и отверстия корпуса под наружное кольцо подшипников качения необходимо учитывать:

а) вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус;

б) вид нагрузки;

в) режим работы;

г) тип и размеры подшипников;

д) класс точности подшипника;

е) скорость вращающегося кольца;

ж) условия монтажа и эксплуатации и т.п.

В соответствии с указанными условиями, для посадки на вал шариковых радиальных подшипников класса точности L0, циркуляционном нагружении (вращающийся вал) и нормальном режиме работы, выбирается поле допуска k6. Для посадки подшипников в корпус выбирается поле допуска Н7.

Выбор посадок шлицевых соединений

Для неподвижных прямобочных шлицевых соединений:

а) в качестве посадки по диаметру при центрировании по наружному диаметру выбирается посадка F10/h9;

б) в качестве посадки по ширине шлица выбирается посадка D9/e8.

Для подвижных прямобочных шлицевых соединений:

а) в качестве посадки по диаметру при центрировании по наружному диаметру выбирается посадка F10/h9;

б) в качестве посадки по ширине шлица выбирается посадка D9/f8.

Выбор посадок шпоночных соединений

Для подвижных шпоночных соединений выбирается посадка H7/h6.

Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H7/p6.

Для посадки призматических шпонок в вал использована посадка N9/h9.

3.16 Проектирование узла ползуна

К передней части ползуна крепится суппорт. Крепление суппорта осуществляется вращением кривошипной рукоятки за квадрат валика 8, который, затягивая хомут 10 стяжными винтами 11, поджимает торец суппорта к торцу ползуна. Место строгания устанавливают вращением кривошипной рукоятки за квадрат валика 20, который через конические шестерни 19, 18 передает вращение винту XV.

Винт XV, вращаясь, перемещается вместе с ползуном относительно корпуса гайки 9, соединенного через серьгу 7 с кулисой. Гайкой ползуна выбирается осевой люфт в резьбовом соединении с помощью пружин 16 и подвижных гаек 17.

С левой стороны ползуна смонтирована часть механизма автоматической откидки резца при обратном ходе ползуна, состоящая из толкателя 4, вилки 5, штанги 6 и фрикционного тормоза, прикрепленного к планке 12. Штанга имеет возможность, перемещаться вдоль оси относительно ползуна на длину 7 мм.

Один конец штанги находится в опоре 1, а другой во вкладышах фрикционной коробки 14. Вкладыши из тормозной фрикционной ленты поджимаются к штанге гайками 13 на усилие, необходимое для подъема резца при обратном ходе ползуна. В начале обратного хода ползуна штанга 6 остается неподвижной на ход 7 мм, так как штанга тормозится тормозными вкладышами, находящимися во фрикционной коробке 14, и резец поднимается над деталью.

Как только опора 1 доходит до вилки 5, штанга начинает двигаться вместе с ползуном, преодолевая силу трения во вкладышах фрикционной коробки и на всей длине хода ползуна; резец находится в приподнятом положении. Для уменьшения усилия трения во вкладышах фрикционной коробки 14 установлена пружина 2, которая рассчитана на усилие примерно 8 кгс, которое регулируется гайкой 3. Для равномерного распределения нагрева штанги 6, возникающего от силы трения во вкладышах фрикционной коробки, в штангу 6 необходимо на две трети объема залить эмульсию или машинное масло.

В начале перемещения ползуна с суппортом в направлении рабочего хода штанга остается неподвижной. Пружина 8 (см. рис. 15) возвращает параллелограмм в исходное положение, тем самым и резец возвращается в рабочее положение. Ползун, пройдя 7 мм свободного хода относительно штанги в (см. рис. 15) в направлении рабочего хода, движется вместе со штангой, преодолевая силу трения во вкладышах фрикционной коробки 14. Включать или выключать механизм автоматической откидки резца рукояткой 15. Нагрев штанги при длительной непрерывной работе допускается до 70° С. Для транспортировки ползуна на верхней плоскости его имеются два резьбовых отверстия М20, заглушённых пробками. В соединение винт-гайка установка саморегулируемый зазор /5/.

Рисунок 15 – Ползун

3.17 Проектирование узла кулисный механизм

Кулисный механизм служит для преобразования вращательного движения кулисной шестерни в возвратно-поступательное движение ползуна (рис. 16).

Корпус 14 механизма смонтирован в корпусе станины и вращается на двух конических роликоподшипниках, которые регулируют гайками /6/.

Люфт в подшипниках выбирают так, чтобы при обкатке, станка на максимальных двойных ходах ползуна в течение 30 мин температура подшипников не поднималась выше 85° С.

К корпусу 14 жестко крепится зубчатый венец, который и передает вращательное движение. В направляющих корпуса 14 находится палец-гайка 9, на котором надет камень 10.

Рисунок 16 – Кулисный механизм

3.18 Расчет коробки подач

Определение диапазона регулирования подач

Общий диапазон регулирования привода R_n, определяется по формуле /7/:

, (3.67)

где S_max – наибольшая горизонтальная подача, мм/дв. ход

S_min – наименьшая горизонтальная подача, мм/дв. ход

Подставив известные значения n_max и n_min, получим:

(3.68)

Расчет числа зубьев храпового колеса

Согласно кинематической схемы поперечины и стола необходимо определить угол поворота храпового колеса при Smin и Smax

Определяем угол поворота конического колеса z1=32 1 (град.) по формуле:

, (3.69)

где S – подача стола, мм/дв. ход

t – шаг винта, мм.

Определение угла поворота 2 (град.) зубчатого колеса z2=18:

, (3.70)

где z1 – число зубьев ведущего колеса,

z2 – число зубьев ведомого колеса,

Определение угла поворота 3 (град.) зубчатого колеса z4=46:

, (3.71)

где z3 – число зубьев ведущего колеса,

z4 – число зубьев ведомого колеса,

Определение угла поворота 4 (град.) зубчатого колеса z6=46:

, (3.72)

где z5 – число зубьев ведущего колеса,

z6 – число зубьев ведомого колеса,

4. Исследовательская часть

4.1 Расчеты несущей системы модернизированного станка модели 7307

В настоящее время при создании сложных технических объектов все большее внимание уделяется внедрению систем инженерного анализа. Системы компьютерного инженерного анализа не только позволяют оценить принципиальную работоспособность будущей конструкции (например, по условиям прочности) – они нашли широкое применение при моделировании технологических процессов металлообработки, ковки и штамповки, литья металлов и пластмасс.

В данном проекте использовался один из наиболее распространенных в нашей стране конечно-элементного пакет ANSYS, который применяется для инженерного анализа несущих систем станков /11/.

Для расчетов была приготовлена модель станка, которая была спроектирована в системе КОМПАС – 3D. Она представлена на рисунке 17.

Рисунок 17 – Расчетная модель станка

В процессе работы были произведены четыре вида анализа несущей системы станка. Это статический, модальный, тепловой и термодеформационный анализ. Их результаты представлены ниже.

Расчет на жесткость (статический расчет)

На рисунке 18 представлено деформированное состояние несущей системы станка после проведения расчета.

Рисунок 18 – Деформированное состояние станка

На рисунке 19 показаны результаты статического расчета в контурном представлении

Рисунок 19 – Контурное представление результата статического расчета

Характеристики

Список файлов ВКР