227591 (592805), страница 8

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

Текст из файла (страница 8)

(мм).

По ряду стандартных размеров принимаем d=22 мм ГОСТ 6540-68.

Усилие, развиваемое гидроцилиндром при обратном ходе по формуле (69):

,

(кН).

Расход масла определяется по формуле (70):

,

(л/с) = 1,2 л/мин.

Используя формулу (71), определяем скорость штока при обратном ходе:

,

(м/с) = 1,36 м/мин.

Выбор конструкции и типа уплотнений поршня и штока гидроцилиндра.

Конструкция и тип уплотнений поршня и штока гидроцилиндра принимается аналогично гидроцилиндру в рычаге коренных шеек - кольцо резиновое уплотнительное круглого сечения. Основные размеры колец по ГОСТ 6969-54:

- уплотнения поршня D=40 мм, d=36 мм;

- уплотнения штока D=26 мм, d=22 мм, Н=3 мм.

Расчет корпуса гидроцилиндра.

Внутренний диаметр расточки корпуса соответствует диаметру поршня и принимается d_к=40 мм.

Используя формулу (72), имеем:

,

(мм).

Для обеспечения жесткости гидроцилиндра принимаем толщину стенки δ=4 мм.

Расчет потерь давления в трубопроводе.

Безразмерное число Рейнольда по формуле (73):

,

где d – внутренний диаметр трубопровода, d=4,6 мм.

.

Поскольку R_е меньше критической величины [R_е]=2100, поток масла в трубопроводе ламинарный, поэтому потери давления определяем по формуле (74):

,

где d – внутренний диаметр трубопровода, d=4,6 мм;

L – длина трубопровода, мм; L=2 м.

(МПа).

Так как потери слишком малы, далее их можно не учитывать.

Наружный диаметр корпуса считаем по формуле (75):

D=d+2δ,

где d – внутренний диаметр корпуса, d=40 мм;

δ – толщина стенки гидроцилиндра, δ=4 мм.

D=40+2×4=48 (мм).

Принимаем D=48 мм.

Корпус гидроцилиндра изготавливается из стальных труб бесшовных горячекатаных по ГОСТ 8734-75.

Для крепления гидроцилиндра из расчета на смятие определяем диаметр проушины:

, (81)

где [δ] – допускаемое напряжение для опоры скольжения, [δ]≈20 МПа.

(мм).

Принимаем диаметр проушины D=15 мм.

4.2.3 Обоснование самоустановки накатных роликовых головок

При применении обкатывающих роликов с прямолинейной образующей необходима их тщательная установка и трудоемкая выверка на параллельность образующих заготовки и ролика. Неточная установка или нарушение ее в процессе работы под нагрузкой в результате деформации в системе станок – приспособление – инструмент - деталь приводят к образованию недоброкачественной поверхности. С целью устранения необходимости тщательной выверки предлагается применить схему с самоустановкой ролика, автоматически устраняющей перекосы [26]. Под действием момента, возникающего при перекосах, ролик, имеющий свободу поворота вокруг оси, перпендикулярной к линии контакта его с заготовкой, поворачивается до восстановления равномерного контакта по всей длине образующей. Свободный поворот реализуется с помощью упорного подшипника, который необходимо рассчитать на статическую грузоподъемность.

Эквивалентная статическая нагрузка на подшипник [1]:

Р_э = F_r, (82)

где F_r – радиальная нагрузка на подшипник, равная усилию обкатывания, F_r=7250 Н.

Требуемая статическая грузоподъемность:

С = f × Р_э, (83)

где f – коэффициент надежности, f = 2.

С = 2×7250 (Н).

Принимаем для эксплуатации шариковый упорный одинарный подшипник 8104, статическая грузоподъемность которого С = 21600 н.

Действительная долговечность подшипника рассчитаем по формуле:

, (84)

(млн.об).

Долговечность подшипника в часах по формуле:

, (85)

(тыс.ч).

4.2.4 Выбор устройств, обеспечивающих регулирование давления

Для изменения усилия зажима обрабатываемой детали предлагается применить схему дифференциально-дроссельного регулирования [11]. Такая схема характеризуется постоянным подводом расхода масла и в этом случае применяется параллельный монтаж дросселя и гидроцилиндра. Дроссель для малых скоростей перемещения (до 1 м/мин) монтируют на выходе гидроцилиндра, в таком случае обеспечивается более равномерное изменение регулируемых параметров. Давление в цилиндре изменяется соответственно профилю проходного отверстия дросселя, при этом от нуля до максимума изменяется и мощность гидроцилиндра. Особенность дифференциально-дроссельного регулирования в том, что используют золотник с двумя сопротивлениями или два дросселя. Это необходимо для реверсирования гидроцилиндра сопротивлением дросселя. При наибольшем сопротивлении дросселя поршень будет перемещаться с наибольшей скоростью (быстрый отвод), при среднем положении поршень находится в равновесном состоянии, при минимальном сопротивлении будет достигаться максимальное давление. Такая схема широко распространена в агрегатных, копировальных станках, имеющих системы автоматического регулирования, а также в гидроустройствах, где требуется периодическое изменение подводимого давления к гидроприводу – зажимные устройства, фрикционные муфты [11].

Достоинства применяемой схемы – малое влияние объемных потерь: поскольку обе полости поршня находятся под давлением, нет надобности в реверсирующем механизме, исключено образование вакуума.

4.2.5 Расчет опорной роликовой головки

В качестве опорных роликов в опорной роликовой головке принимаем игольчатые подшипники, вращающиеся с частотой вращения обрабатываемой детали. Их необходимо рассчитать на динамическую грузоподъемность (рис. 5).

Исходные данные:

- необходимо подобрать радиальный игольчатый роликоподшипник с номинальной долговечностью L_h = 15000 ч;

- усилие обкатывания Р_обк = 7250 Н;

- характер нагрузки на подшипник – толчки и вибрация;

- частота вращения n = 127 об/мин.

Рис. 5 - Расчетная схема

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

,

где n – число подшипников в роликовой головке, n = 2 шт.

(Н).

Требуемая динамическая грузоподъемность по формуле:

С = К_с × Р_д, (86)

где К_с – коэффициент грузоподъемности, К_с = 2,2.

С = 2,2 × 5130 = 11286 (Н).

Принимаем подшипник сверхлегкой серии 4 074 904 ГОСТ 4657-71, динамическая грузоподъемность которого С = 12000 Н.

Действительная долговечность подшипника по формуле (84):

,

(млн.об).

Долговечность подшипника в часах по формуле (85):

,

(тыс.ч).

4.2.6 Расчет накатной роликовой головки

В качестве опорных роликов в головке накатной аналогично головке опорной используются игольчатые подшипники, вращающиеся с частотой вращения обрабатываемой детали. Необходимо составить расчетную схему и показать зависимость между действующими силами, после чего проверить подшипники на динамическую грузоподъемность (рис. 6).

Рис. 6 - Расчетная схема

Уравнения действующих сил таковы:

, (87)

где Р_з – усилие, с которым рычаг действует на накатную головку, Н;

Р_д – усилие, с которым опорный ролик действует на накатной ролик, Н.

, (88)

где Р_обк – усилие, с которым накатной ролик действует на заготовку (усилие обкатывания), Н.

Подставив уравнение (87) в уравнение (88), имеем:

Таким образом, получаем, что накатной ролик действует на деталь с тем же усилием, что и рычаг на накатную головку. Головка роликовая накатная конструктивно подобна головке опорной, поэтому в качестве подшипников принимаем игольчатые роликоподшипники 4 074 904 ГОСТ 4657-71.

Эквивалентная нагрузка на подшипник по формуле (87):

,

(Н).

Требуемая динамическая грузоподъемность по формуле (86):

С = К_с × Р_д,

где К_с – коэффициент грузоподъемности, К_с = 1,7.

С = 1,7 × 6320 = 10744 (Н).

Принимаем для эксплуатации подшипник сверхлегкой серии 4 074 904 ГОСТ 4657-71, динамическая грузоподъемность которого С = 12000 Н.

Действительная долговечность подшипника по формуле (84):

,

(млн.об).

Долговечность подшипника в часах по формуле (85):

,

(тыс.ч).

4.3. Расчет устройства подъема заготовки

4.3.1 Силовой расчет

Уравнение моментов относительно т. О для положения 1:

G×R×cos45°+M_тр1-F_т1×96=0, (89)

где G – вес перемещаемых частей устройства подъема, приблизительно G=500 Н;

М_тр1 – момент трения, возникающий в опорах скольжения, Н∙м;

R – конструктивный размер устройства подъема, R=172 мм;

F_т1 – тяговое усилие, Н.

Уравнение моментов относительно т.О для положения 2:

G×R×cos65°+M_тр2-F_т2×63=0 (90)

Момент трения в опорах скольжения:

, (91)

где n – число точек приложения силы нормального давления, n=2 точки;

r – радиус опоры в месте приложения силы, принимается r=30×10^-3 м;

N – сила нормального давления, в худшем случае N=G=500 Н;

f_к – коэффициент трения скольжения, f_к=0,02.

Решая уравнения (89) и (90) относительно F_т и сравнив результат, определим минимально необходимое тяговое усилие на штоке гидроцилиндра.

Используя уравнение (89), имеем:

(Н)

Используя уравнение (90), имеем:

(Н)

Т.о. принимается за минимально необходимое тяговое усилие F_т=700 Н.

4.3.2 Погрешность позиционирования

Допустимая погрешность установки заготовки:

, (92)

где B – ширина шейки коленчатого вала, B=28,6 мм;

b – ширина роликовой головки, b=26,5 мм;

k – коэффициент запаса, k=1,2.

(мм).

Точность позиционирования устройства подъема зависит от технических характеристик применяемого датчика положения, в том числе от его разрешающей способности. За последнее время разработано несколько новых типов потенциометрических датчиков, обладающих следующими достоинствами:

- отсутствием ступенчатого выходного напряжения;

- большим сроком службы и надежностью в работе (т.к. отсутствует скользящий токосъемный контакт);

- большой точностью;

- возможностью эксплуатации при больших температурах.

Принцип действия фотоэлектрического потенциометра основан на поверхностном эффекте фотоэлектрической проводимости. Предназначен датчик для регистрации механического перемещения и преобразования его в электрический сигнал. Разрешающая способность потенциометрических бесконтактных датчиков составляет ∆=0,1 мм, что вполне удовлетворяет рассчитанной погрешности установки.

Т.о. принимаем в качестве датчика положения бесконтактный потенциометрический выключатель ВКБП 05 ТУ 37.459.088-86.

Характеристики

Список файлов ВКР