227591 (592805), страница 6

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

Текст из файла (страница 6)

где d – диаметр балки, мм, d=46 мм.

(мм).

Используя формулу (14), имеем:

(МПа).

Так как 261 МПа > 140 МПа, т.е. σ > [σ], то деталь при рассмотренном условии является непрочной.

В связи с этим необходимо предусмотреть такой способ зажима, чтобы вал не испытывал изгибающих нагрузок или испытывал, но в меньшей мере. Таким способом является схема бесцентровой обработки, при которой вал зажимается в неподвижно закрепленных рычагах обкатывания коренных шеек, а рычаги, зажимающие шатунные шейки, выполняют одновременно циклическое вращение, получая его от эталонных коленвалов, приводимых, в свою очередь, во вращение шпинделем станка и обеспечивая обработку. Такая схема широко применяется в машиностроении и реализована с разными конструктивными особенностями в станках 4481, Б-016, Б-033, Б-039 [12].

3.2 Расчет привода вращения

3.2.1 Кинематический расчет

Уравнение кинематического баланса:

, (17)

где n_эд - частота вращения электродвигателя, об/мин, n_эд=1500 об/ мин;

i_р.п – передаточное отношение ременной передачи;

i_з.п – передаточное отношение зубчатой передачи, принимается i_з.п=1/4.

Из уравнения (17) находим i_р.п:

, (18)

.

3.2.2 Расчет технических характеристик

Тяговый момент на приводном валу

Для вращения шпинделя необходимо преодолеть момент трения, возникающий в зоне обработки и приложенный к обрабатываемой детали:

, (19)

где n – число точек приложения силы нормального давления;

r – радиус обрабатываемой шейки в месте приложения силы, м;

N_i – сила нормального давления, Н;

f_k – коэффициент трения качения, f_k=0,02.

(Н∙м)

Тяговый момент:

М_т ≥ М_тр. (20)

Принимается М_т=81 Н∙м.

Крутящий момент на валу №1

, (21)

где - кпд зубчатой передачи, =0,98.

(Н/м).

Крутящий момент на валу электродвигателя

, (22)

где η_р.п – кпд ременной передачи, η_р.п=0,8.

(Н/м).

Мощность на валу электродвигателя

, (23)

(кВт).

Выбираем асинхронный электродвигатель 2А100L4У3, мощность N=2 кВт, n=1500 об/мин.

4. РАСЧЕТ И ОПИСАНИЕ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ СТАНКА

4.1 Расчет привода вращения

4.1.1 Выбор оптимального расположения опор

Анализируя конструкцию станков-аналогов 4481, Б-016, Б-033, Б-039 [12], можно прийти к выводу, что у всех них отношение вылета переднего конца шпинделя к величине пролета между передней и задней опорами (параметр k [16]) одинаково и составляет k=2,5. Значение k=2,5 является минимальным рекомендуемым [16] для обеспечения требуемой жесткости шпинделя металлообрабатывающих станков. Поэтому принимается k=2,5. Конструктивно, учитывая величину полумуфты, расположенной на шпинделе, назначается вылет переднего конца шпинделя а=130 мм. Расстояние между опорами в таком случае:

, (24)

(мм).

4.1.2 Расчет зубчатой передачи

Проектный расчет производится с целью ориентировочного определения модуля. В качестве исходных принимаются следующие данные:

М – крутящий момент на валу ведущего зубчатого колеса, М=20,7 Н∙м;

z₁ – число зубьев ведущего зубчатого колеса, z₁=25;

z₂ – число зубьев ведомого зубчатого колеса, z₂=100;

ψ – коэффициент ширины зуба, принимается ψ=15;

σ – угол наклона зубьев, принимается σ=15.

Ориентировочно, величина модуля определяется по формуле:

. (25)

(мм).

Принимается ближайшее стандартное значение m=2 мм.

4.1.3 Расчет эталон-вала

Эталон-вал представляет собой коленчатый вал, аналогичный обрабатываемой детали. Предназначен эталон-вал для передачи вращения со шпинделя на зажимные рычаги шатунных шеек. Для обеспечения малого прогиба вал является трехопорным, т.е. статически неопределим. Статическая нагрузка на вал представляет собой сосредоточенные массы рычагов, приложенные в центре каждой шатунной шейки. Дисбаланс вращающихся деталей создает в опорах дополнительные радиальные нагрузки. Эти силы вращаются вместе с валами, создавая в опорах периодически изменяющуюся нагрузку, вызывая колебания. Известно также, что вращение сосредоточенной массы m вокруг оси [6] сопровождается появлением динамической нагрузки. Она стремится разорвать шатунную шейку, увеличивая ее эксцентриситет, поэтому в опасном сечении (соединение коренной и шатунной шеек) возникает продольная динамическая сила:

, (26)

где m – масса рычага, кг, m=40 кг;

w – частота вращения эталон-вала, 1/с, w=13,2 1/с;

r – эксцентриситет, мм, r=40 мм.

(Н).

Статическая нагрузка:

, (27)

где g – ускорение свободного падения, м/с, g=9,8 м/с.

(Н).

Уравнение моментов относительно точки А:

, (28)

.

Далее влияние динамических нагрузок в уравнении моментов не учитывается в связи с тем, что они взаимно уравновешиваются, т.к.:

(14+16+18+110)=(11+13+111+113)=752 (мм),

т.е. уравнение моментов выглядит так:

, (29)

где R_A, R_B, R_C – реакции в опорах А, В, С.

Сумма сил, действующих в системе:

, (30)

.

Число неизвестных в двух полученных уравнениях (моментов и сил) превышает число независимых уравнений равновесия, т.е. балка действительно является статически неопределимой. Для решения статически неопределимой системы необходимо составить уравнения перемещений, основанные на отдельном рассмотрении деформаций двух независимых систем – L₁ и L₂:

(31)

,

где - прогиб опоры В под действием неизвестной нагрузки R_В, не учитывая опору С и нагрузки второй половины эталон-вала (L₂), мм;

- прогиб опоры В под действием нагрузок Q₁ и Q₂, мм;

- прогиб опоры В под действием нагрузок , мм;

- прогиб опоры В под действием неизвестной нагрузки R_В, не учитывая опору А и нагрузки первой половины эталон-вала (L₁), мм;

- прогиб опоры В под действием нагрузок Q₃ и Q₄, мм;

- прогиб опоры В под действием нагрузок , мм.

, (32)

. (33)

Общая формула для определения прогибов балки под действием сил Q и N:

, (34)

где J – осевой момент инерции сечения, мм.

Используя формулы (31), (32), (33), имеем:

(мм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мм).

Для второй половины эталон-вала:

(мм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мм).

Таким образом, получаем:

(мм);

(мм);

(мм);

(мм).

Сложив имеющиеся уравнения (31) и выразив нагрузку R_В, получим:

, (35)

(Н).

Используя уравнение (29), имеем:

, (36)

(Н).

Используя уравнение (30), получаем:

, (37)

(Н).

Изгибающий момент в опасном сечении:

, (38)

(Н∙мм).

Осевой момент сопротивления сечения вычисляем по формуле:

, (39)

(мм³).

Площадь сечения равна:

, (40)

(мм²).

Суммарное напряжение в опасном сечении складывается из изгибающего напряжения и динамического напряжения:

, (41)

(МПа).

Условие прочности:

(42)

Так как условие прочности 140 МПа > 79,6 МПа выполнено, делаем вывод – эталон-вал является прочным.

4.1.4 Расчет критической частоты вращения эталон-вала

При вращении вала с диском, центр тяжести которого смещен на величину эксцентриситета, прогиб вала растет с увеличением угловой скорости, которая достигает критического значения при равенстве с собственной круговой частотой колебаний при изгибе [22]. Критическая частота вращения не зависит от эксцентриситета и не может быть изменена даже самой тщательной балансировкой.

Для расчета критической частоты вращения эталон-вала представим его, как и ранее, состоящим из двух независимых частей (L₁ и L₂), являющихся двухопорными.

Для двухопорного вала с k массами m минимальная критическая скорость определяется по формуле Релея [22]:

, (43)

где y – статический прогиб каждой массы, мм.

Статический прогиб двухопорного вала для данного вида нагружения:

, (44)

где a, b – координаты приложения нагрузки, мм.

(мм),

(мм).

Используя формулу (43), имеем:

=45 (1/с).

Таким образом, можем рассчитать критическую частоту вращения:

, (45)

(об/мин).

Рабочую частоту вращения необходимо выбирать в пределах:

0,3n_кр < n_р < 0,7n_кр (46)

127 об/мин < 0,7 430 об/мин или 127 об/мин < 300 об/мин,

n_р=127 об/мин.

Рабочая частота вращения эталон-вала меньше критической, резонанса его угловой скорости с собственной круговой частотой колебания при изгибе не происходит.

4.1.5 Выбор муфты, соединяющей тяговый вал с эталон-валом

Неуравновешенность вращающегося эталон-вала (дисбаланс рычагов шатунных шеек относительно общей оси вращения) создает в связанных с ним деталях дополнительные радиальные нагрузки. Эти силы вращаются вместе с эталон-валом, т.е. изменяют свое направление, создавая в опорах периодически изменяющуюся нагрузку, вызывая колебания [22]. Таким образом, появляется необходимость применения муфты, гасящей динамические нагрузки, передающиеся эталон-валом. Такой является муфта с резиновыми упругими элементами. Муфты упругие втулочно-пальцевые получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя [27].

Другим типом упругой муфты, гасящей колебания, является муфта с торообразной оболочкой. Она обладает большой крутильной, радиальной и угловой податливостью [27]. В качестве упругого элемента применяется резиновая оболочка. Муфта упругая с торообразной оболочкой применяется для соединения соосных валов с целью передачи крутящего момента, уменьшения динамических нагрузок и компенсации смещения валов. Допустимое осевое смещение составляет не более 2,5 мм, радиальное – не более 2 мм, угловое – не более 1 мм [1]. При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент, возникающие из-за несоосности валов, невелики [27], поэтому при расчете валов этими нагрузками можно пренебречь.

Характеристики

Список файлов ВКР