Модернизация станка Nagel

Равновесная шероховатость, устанавливающаяся на трущихся телах, зависит от ряда факторов: механических свойств поверхностей, смазки, условий работы, конфигурации сопряженных поверхностей и т.д. В литературе имеется различное мнение исследователей по установлению равновесной шероховатости поверхностей. По данным авторов [9], [14], [15], [17], [24] в процессе приработки устанавливается вполне определенная шероховатость. Имеются также утверждения [9] о том, что высокая начальная гладкость поверхности является наилучшей в отношении длительности и качества процесса приработки.

Существует мнение [9], что для каждого конкретного сопряжения имеется своя наиболее рациональная шероховатость. Если такую шероховатость сообщить поверхности в процессе механической обработки, то величина износа и длительность приработки трущихся поверхностей будут минимальными. Однако вопрос об оптимальной шероховатости теоретически не был решен, и для различных условий работы ее устанавливали экспериментально.

В то же время испытания, проведенные на американских автомобильных заводах “Бьюик” и др. [9] показывают, что наименьший износ сопряженной пары шейка вала - подшипник получается не при наиболее гладкой поверхности шейки (как это, казалось бы, должно быть), а при поверхности, имеющей квадратическое отклонение профиля 1-2 мкм. Причину такого странного, на первый взгляд, явления главный инженер фирмы “Бьюик” Ч.А. Чейн (Ch.A. Chayne) видит в том, что канавки или микроскопические углубления между рисками на поверхности шейки служат микроканалами, по которым распределяется смазка, а также в том, что в случае разрыва масляной пленки ее целостность при наличии местных масляных карманов, образуемых микроуглублениями поверхности, восстанавливается сравнительно быстро. С гладкой же поверхности масло лучше выдавливается, и целостность пленки восстановить труднее. Завод “Бьюик” пошел даже на увеличение шероховатости цилиндра в скользящей сопряженной паре цилиндр-поршень до R_а=0,3-0,5 мкм [9].

В работе [9] приведены результаты исследования деталей кривошипно-шатунного механизма двигателей. Параметр установившейся шероховатости на приработанных поверхностях коренных и шатунных шеек коленчатого вала после длительной эксплуатации составляет R_а=0,25 мкм. Очевидно, что наиболее целесообразным является такой вид технологической отделочной обработки, при котором параметры шероховатости наиболее близко соответствуют параметрам приработанных поверхностей.

2.2 Режимы обкатывания

В качестве исходных данных при отделочной обработке задается лишь шероховатость поверхности детали, а требуется определить режим обработки давлением. Как выяснилось выше, оптимальная шероховатость шеек коленчатого вала составляет R_а=0,25 мкм.

2.2.1 Усилие обкатывания

Усилие обкатывания, определяемое величиной давления на деформирующие элементы, влияет на шероховатость образующейся при обкатывании поверхности, степень и глубину наклепа, величину напряжений, возникающих в поверхностном слое металла, и на физико-механические свойства металла. Во всех случаях давление должно быть минимальной величиной, при которой достигаются требуемые шероховатость поверхности и степень упрочнения [24]. Сложность определения величины усилия обкатывания обусловлена тем, что зависимость между этой величиной и основными качественными показателями - шероховатостью и степенью упрочнения - не линейна. Качественно эти зависимости таковы: усилие обкатывания должно быть тем выше, чем менее пластичен обрабатываемый материал, чем выше шероховатость и волнистость исходной поверхности, чем больше ее опорная плоскость, чем выше требования к шероховатости детали, чем больше радиус сферы и ширина цилиндрического пояска, чем больше подача и скорость при обкатывании и чем меньше число проходов.

Именно из-за трудностей расчета и относительно низкой его точности в подавляющем большинстве случаев величина давления на деформирующие элементы обкатников как в производственных, так и в лабораторных условиях устанавливается опытным путем. Лишь в последнее время на основании экспериментальных и теоретических исследований предложены различные методики [4], [14], [15], [24] расчета рабочего усилия при чистовой обработке давлением.

Таким образом, усилие обкатывания может быть определено:

а) опытным путем - методом пробных проходов. Метод осуществим в лабораторных и цеховых условиях, когда используется имеющийся инструмент или когда инструмент специально проектируется и необходимо проверить полученную расчетом величину давления обкатывания. Этот метод является пока наиболее простым и надежным;

б) по формулам, построенным на основании экспериментальных данных и теоретических расчетов.

В результате экспериментальных исследований [24] были получены приближенные формулы для определения усилий:

при обкатывании роликом с цилиндрическим пояском:

, (1)

где q - максимальное значение давления обкатывания данного материала, МПа;

у_m - предел текучести чугуна ВЧ-75-03, МПа;

у_m = 500 МПа.

, (2)

где Р - усилие обкатывания, Н;

D - диаметр обрабатываемой детали (шатунной, коренной шеек и сальника), мм,

D_ш=47,84 мм, D_к=50,8 мм, D_с=70 мм;

b₁ - ширина обрабатываемой поверхности, мм,

b_1ш=21,8 мм, b_1к=23 мм, b_1с=20 мм;

d - диаметр накатного ролика, мм,

d=10 мм;

Е - модуль упругости, МПа,

Е=200000 МПа.

Для коренных шеек:

(Н).

Для шатунных шеек:

(Н).

Для сальника:

(Н).

Для определения удельного давления на обрабатываемую поверхность необходимо найти площадь отпечатка, получаемого при вдавливании цилиндрического ролика в поверхность детали. Для определения площади пятна контакта нужно знать длину и ширину получаемого отпечатка. Так как ролик является цилиндрическим, длина отпечатка равна длине обрабатываемой поверхности, т.е. равна b₁. Ширина пятна определяется по формуле [4]:

, (3)

где Р - усилие, прилагаемое к ролику, кГ;

HB - твердость детали по Бринеллю, HB=500;

D_р - диаметр ролика, мм, D_р=10 мм;

D_д - диаметр детали, мм.

Для коренных шеек: b₁=23 мм, D_д=50,8 мм, P=725 кГ,

(мм).

Для шатунных шеек: b₁=21,8 мм, D_д=47,84 мм, P=680 кГ,

 (мм).

Для сальника: b₁=20 мм, D_д=70 мм, P=660 кГ,

(мм).

, (4)

где Р_уд - удельное давление, Н/мм².

Для коренных шеек:

(Н/мм²).

Для шатунных шеек:

(Н/мм²).

Для сальника:

(Н/мм²).

2.2.2 Подача

Ввиду определенных технологических и конструктивных трудностей принимается способ накатывания без продольной подачи, лишь с радиальным давлением на ролик. Длина ролика в этом случае соответствует длине обрабатываемой поверхности. Для обкатывания в таких случаях применяют стержневые цилиндрические ролики [14].

2.2.3 Число проходов

Число проходов увеличивает кратность приложения давления. Однако, существенное влияние на шероховатость поверхности, как показывают исследования [8], [23] и опыт промышленного применения обкатывания, оказывает лишь второй проход. Второй проход неизбежен при малой жесткости заготовки, ограничивающей возможность приложения усилий, необходимых для сглаживания исходных неровностей за один проход. Третий и последующие проходы дают малоощутимый эффект улучшения шероховатости.

При упрочняющем обкатывании увеличение числа проходов приводит к повышению характеристик упрочнения. Однако, интенсификация упрочнения за счет увеличения числа проходов также ограничена. С увеличением числа проходов выше допустимого глубина наклепа продолжает расти, хотя и медленнее, а поверхностная твердость вследствие разрушения тонкого поверхностного слоя снижается, причем глубина перенаклепанного слоя значительно меньше общей глубины наклепа. На основании результатов исследования [14] глубина наклепа практически не изменяется при обработке с числом проходов более 15.

Учитывая рекомендации и в соответствии с авт.св. № 1717648 принимается обработка с числом проходов i=10.

2.2.4 Скорость обкатывания

Как показывают результаты исследований [24] и промышленный опыт применения обкатывания с целью как чистовой обработки, так и упрочнения, скорость обкатывания - фактор режима, наименее заметно сказывающийся на всех показателях процесса.

Скорость обкатывания обычно не превышает 100 м/мин.

Однако необходимо учитывать, что при работе даже в этом диапазоне скоростей, а тем более со скоростями, превышающими 150 м/мин (такие скорости осуществимы при обкатывании инструментами инерционного действия, а также инструментами с гидропластовыми опорами), с увеличением скорости при прочих равных условиях деформирующее действие уменьшается, что объясняется инерцией распространения пластической деформации. Так, при обкатывании стальных образцов (сталь 45) шаром диаметром 10 мм с подачей 0,06 мм/об, с увеличением скорости обкатывания с 4 до 200 м/мин остаточная деформация (уменьшение диаметра образца) уменьшилась на 22% [24]. Работа с максимальными скоростями также ограничивается в связи со снижением точности формы и стабильности шероховатости вследствие неизбежного с увеличением скорости дисбаланса вращающегося инструмента и заготовки.

Принимается, таким образом, скорость обкатывания V=20 м/мин.

, (5)

где n - частота вращения шпинделя, об/мин.

(об/мин).

Основное время:

(6)

(мин) ?5 сек.

2.2.5 Глубина наклепа

Глубина наклепа определяется по следующей формуле [4]:

, (7)

где t - глубина наклепа, мм.

На коренных шейках:

(мм).

На шатунных шейках:

(мм).

На сальнике:

(мм).

Даже при режимах, характерных для чистовой обработки давлением, не ставящей целью упрочнение, и отличающейся относительно малыми значениями усилий, прилагаемых к деформирующим элементам, и, соответственно, невысокой степенью деформации, микротвердость может увеличиваться по сравнению с исходной на 30-40%. Даже при сравнительно малой глубине распространения наклепа, что характерно для чистовой обработки давлением, его влияние на такие эксплуатационные свойства металла, как износостойкость, сопротивление схватыванию и пластическому деформированию, весьма существенно.

2.2.6 Расчет трудоемкости операции

Оперативное время вычисляется по формуле:

Т_оп=Т_о+Т_{всп.неп}, (8)

где Т_оп - оперативное время, мин;

Т_о - основное время, мин, Т_о=0,08 мин;

Т_{всп.неп} - вспомогательное время, мин, Т_{всп.неп}=0,76 мин.

Т_оп=0,08+0,76=0,84 (мин).

Время на техническое обслуживание рабочего места:

, (9)

где t_см - время на смену режущего инструмента, t_см=10%.

(мин).

Время организационного обслуживания рабочего места:

, (10)

где Н_орг - норматив на организационное обслуживание, Н_орг=5%.

(мин).

Время на отдых:

, (11)

где Н_отд - норматив времени на отдых, Н_отд=7%.

(мин).

Штучное время:

Т_шт=Т_о+Т_{всп.неп}+Т_тех+Т_орг+Т_отд (12)

Т_шт=0,08+0,76+0,008+0,013+0,05=0,91 (мин).

3. ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТАНКА

3.1 Обоснование бесцентровой обработки

Обработка коленчатого вала на станке NAGEL проводится в центрах, вал вращается с помощью поводкового патрона. Зажимные рычаги имеют возможность перемещаться в радиальном направлении и, по сути, свободно висят на обрабатываемой детали, нагружая ее своим весом. В связи с тем, что полировальные рычаги имеют малую силу зажима, их габариты малы и масса одного рычага составляет 15 кг. Однако, в модернизированном станке будет применена сила зажима Р=725 кГ, и габариты спроектированных рычагов значительно отличаются от предыдущих. Масса одного рычага составляет 40 кг, всего рычагов - 10 шт. Учитывая, что вал, длина которого составляет 500 мм, изготовлен из чугуна, допустимое напряжение растяжения которого меньше допустимого напряжения на сжатие в 4 раза и меньше предела прочности в 5 раз [5] и составляет 140 МПа, вероятно появление недопустимых деформаций в процессе обработки. Поэтому необходимо рассчитать обрабатываемый вал на прочность. Вал, жестко зажатый в центрах, представляет собой двухопорную балку со статическим нагружением в местах расположения рычагов. Для упрощения расчетов допустим, что десять сосредоточенных сил Р=400 Н на длине 500 мм представляют собой равномерно распределенную нагрузку q:

, (13)

где n - количество сосредоточенных сил, n=10 сил.

(Н/мм).

Также для упрощения расчета допустим, что вал представляет собой балку равномерного сечения. Расчет будет проводиться для растянутой зоны деформированного вала в опасном сечении, которым считается галтель.

Условие прочности для растянутой зоны:

, (14)

где М_и - изгибающий момент в опасном сечении, Н•мм;

J_x - осевой момент инерции опасного сечения, мм;

y - величина растянутой зоны балки, т.е. ее диаметра, мм, y=23 мм;

[у] - допустимое напряжение растяжение чугуна, [у]=140 МПа.

Максимальное значение изгибающего момента:

, (15)

где L - длина опасного сечения, мм.

(Н•мм).

Осевой момент инерции:

, (16)

где d - диаметр балки, мм, d=46 мм.

(мм).

Используя формулу (14), имеем:

(МПа).

Так как 261 МПа > 140 МПа, т.е. у > [у], 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 з_р.п - кпд ременной передачи, з_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;

ш - коэффициент ширины зуба, принимается ш=15;

у - угол наклона зубьев, принимается у=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 < 0,7430 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.

Принимаем в качестве средства соединения тягового вала и эталон-вала муфту упругую с торообразной оболочкой 200-40-1.1 ГОСТ 20884.82.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей детали должны иметь надежную смазку. В настоящее время для смазки широко применяют пластические смазочные материалы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, которые допускают температуру нагрева до 130?. Поэтому в качестве смазочного материала принимаем пластическую смазку ЛКС-2 ТУ 38.4.01.71-80. Для подачи смазочного материала применяем пресс-масленку, масло через которую подают под давлением специальным шприцем.

В качестве уплотнительного устройства, применяемого для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания влаги и пыли применяем манжеты резиновые армированные по ГОСТ 8752-79. Манжета состоит из корпуса, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса и браслетной пружины. Каркас придает манжете стойкость, а браслетная пружина стягивает уплотняющую часть, образуя рабочую кромку, плотно охватывающую поверхность вала, вследствие чего она(поверхность вала) должна иметь малую (точнее - оптимальную для данного случая) шероховатость R_а=0,2 мкм [27], причем оптимальный профиль микронеровностей имеет решающее значение.

Если при контакте со шлифовальной поверхностью резина “цепляет” за острые выступы и при самой высокой эластичности не может “затечь” в узкие, близко расположенные друг от друга впадины, то в случае контакта с обкатанной поверхностью она затекает во впадины и обтекает пологие выступы, отличающиеся большим радиусом и большим расстоянием друг от друга. Цепляющее, режущее действие микровыступов поверхности в таком случае минимально. Такой характер контактирования определяет уменьшение сил трения, снижение износа и потребляемой мощности. Поэтому в качестве способов обработки поверхностей под манжетные уплотнения рекомендуются методы ППД. Один из них - обкатывание является целью настоящего дипломного проекта.

4.1.6 Расчет ременной передачи

Исходные данные:

i - передаточное отношение, i=1/2,85;

n - частота вращения приводного шкива, n=1450 об/мин;

d₁ - расчетный диаметр приводного шкива, принимается d₁=90 мм.

Расчетный диаметр ведомого шкива:

, (47)

(мм).

Окружная скорость ремня:

, (48)

(м/с).

Межосевое расстояние, предварительно а=1500 мм.

Угол обхвата ремнем приводного шкива:

, (49)

?.

Расчетная длина ремня:

, (50)

(мм).

По ГОСТ 1284.1-80 принимается длина ремня L_р=3750 мм, тогда действительное межосевое расстояние получается:

, (51)

(мм).

Мощность передачи:

, (52)

где N₀ - номинальная мощность передачи с одним ремнем, кВт, N₀=1,21 кВт;

С₁ - коэффициент угла обхвата, С₁=0,98;

С₂ - коэффициент, учитывающий длину ремня, С₂=1,16;

С₃ - коэффициент режима работы, С₃=1,1.

 кВт.

Число ремней:

, (53)

где С₄ - коэффициент, учитывающий число ремней, С₄=0,95.

(шт).

Сечение ремней принимается типа А. Общие размеры и размеры канавок шкивов берутся в соответствии с ГОСТ 20895-75

4.2. Расчет зажимных рычагов

4.2.1 Рычаг зажима коренных шеек

Расчет силовых параметров.

В качестве исходных данных принимается усилие обкатывания коренных шеек Р₃=7250 Н.

Расчетная зависимость рычажного механизма [5]:

, (54)

где Q - сила на приводе, Н;

з - КПД рычажного механизма, з=0,9 [5];

l₁, l₂ - плечи рычага, мм; конструктивно принимается l₁=405 мм, l₂=550 мм.

Используя формулу (54), имеем:

,

(Н).

Реакция в опоре В:

, (55)

(Н).

Диаметр опоры из расчета на смятие [5]:

, (56)

, мм.

Принимается, из соображений унификаций, d=30 мм.

Ширина рычага конструктивно принимается b=15 мм. В связи с тем, что сечение рычага представляет собой тонкий прямоугольник, по сути пластину, вытянутую в сторону направления нагрузки, требуется расчет на устойчивость.

Расчет на устойчивость рычага коренных шеек.

Расчет на устойчивость проведем в форме определения коэффициента запаса устойчивости [6]:

, (57)

где [n] - допустимый запас устойчивости, [n]=3.

Коэффициент запаса устойчивости определяют по формуле [6]:

, (58)

где F_кр - критическая разрушающая нагрузка, Н;

F - действующая нагрузка, F=7250 Н.

Критическую нагрузку определяют по формуле Эйлера [6]:

, (59)

где J_min - минимальное значение осевого момента для данного сечения, мм⁴;

м - коэффициент вида нагружения, м=0,5;

l - высота рычага, мм; l=175 мм.

Минимальное значение осевого момента инерции:

, (60)

(мм⁴).

Площадь сечения:

, (61)

где h - длина рычага, мм; конструктивно h=600 мм.

(мм²).

Необходимо определить пределы применимости формулы Эйлера. Формула Эйлера применима лишь тогда, когда расчетная гибкость пластины больше предельной гибкости материала [6]. Для конструктивного материала Ст.3 предельная гибкость л_пр=100.

Условие применимости формулы Эйлера:

л?[л]_пр. (62)

Расчетная гибкость пластины:

, (63)

.

Условие применимости формулы Эйлера выглядит так:

20,2<100.

Т.о. формулу Эйлера в данном случае применять нельзя. Если формула Эйлера не применима, расчет ведут по эмпирической формуле Ясинсого, определяя критическое напряжение, возникающее в поперечном сечении сжатой пластины [6]:

, (64)

где а - эмпирический коэффициент, для Ст.3 а=258 МПа;

b - эмпирический коэффициент, для Ст.3 b=0,68 МПа.

(МПа).

Критическая нагрузка:

, (65)

 (кН).

Используя формулу (58), имеем:

.

Условие устойчивости: 28,9>3. Т.о. условие устойчивости выполнено. Рычаг коренных шеек является устойчивым. В качестве конструктивного материала принимается Ст.3.

Перемещение силового привода:

, (66)

где S_q и S_p - перемещения в точках приложения сил Q и P соответственно, мм; конструктивно принимается перемещение рычага в зоне зажима S_p=62 мм.

(мм).

Расчет силового гидроцилиндра

Исходные данные:

конструкция - двухсторонний, не симметричный;

рабочая сила - F=8860 Н;

скорость прямого хода - V=1 м/мин = 0,016 м/с;

длина хода - 46 мм.

Выбор рабочей жидкости для гидросистемы.

В качестве рабочей жидкости для гидропривода в металлорежущих станках выбирается обычно веретенное, турбинные или индустриальные масла в зависимости от рабочих давлений и температуры. В соответствии с рекомендациями [27] выбираем масло ИГП-18, кинематическая вязкость н=18,5 сСт.

Выбор рабочего давления в напорной полости гидроцилиндра.

Выбор рабочего давления в напорной полости гидроцилиндра производится в зависимости от наибольшего полезного усилия, развиваемого гидроцилиндром:

, (67)

где D - диаметр поршня цилиндра, мм; конструктивно по ГОСТ 6540-68 принимается стандартный D=40 мм;

з - КПД гидроцилиндра, з=0,9.

(МПа).

Диаметр штока:

, (68)

где - коэффициент диаметра штока, =0,6.

(мм).

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

Усилие, развиваемое гидроцилиндром при обратном ходе:

, (69)

(кН).

Расход масла определяется по формуле:

, (70)

 (л/с) = 1,2 л/мин.

Скорость штока при обратном ходе:

, (71)

(м/с) = 1,36 м/мин.

Выбор конструкции и типа уплотнений поршня и штока гидроцилиндра.

В качестве уплотнительного устройства принимается 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. Минимально допустимая толщина стенки д (мм) трубопровода зависит от рабочего давления p (МПа) и рассчитывается по формуле:

, (72)

где у - допустимое напряжение на разрыв для материала трубопровода, МПа; для стали 20 у=140 МПа.

(мм).

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

Расчет потерь в трубопроводе.

Различают два режима течения жидкости - ламинарный (частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода) и турбулентный (частицы движутся беспорядочно).

Определение режима течения жидкости по безразмерному числу Рейнольда:

, (73)

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

.

Поток считается ламинарным для гладких круглых труб, если R_е<2100.

Поскольку R_е меньше критической величины, 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).

Наружный диаметр корпуса, как правило, выбирается конструктивно с учетом возможности расположения в его стенках проточек под уплотнения в соединении с крышкой и т.п.

Получаем, что наружный диаметр корпуса равен:

D=d+2д, (75)

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

д - толщина стенки гидроцилиндра, д=4 мм.

D=40+2Ч4=48 (мм).

Принимаем D=48 мм.

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

Выбор фильтра.

При соблюдении необходимых требований к чистоте гидросистемы удается повысить надежность гидроприводов и уменьшить эксплуатационные расходы. Повышение тонкости фильтрации рабочей жидкости в гидросистеме увеличивает ресурс насосов. Фильтрация обеспечивает наибольший эффект лишь при комплексном соблюдении требований по типам применяемых масел, правилам их хранения и транспортирования, качеству очистки и герметизации гидросистем, регламентам их эксплуатации. Фильтры обеспечивают в процессе эксплуатации гидропривода необходимую чистоту масла, работая в режимах полнопоточной или пропорциональной фильтрации во всасывающей, напорной или сливной линиях гидросистемы.

Приемные фильтры, работающие, как правило, в режиме полнопоточной фильтрации, предотвращают попадание в насос крупных частиц, в остальные элементы гидросистемы - более мелких частиц, являющихся продуктами разрушения частиц в насосе или других узлах гидропривода. По рекомендациям [18] выбираем фильтр приемный (сетчатый) по ОСТ 2С41-2-80, монтирующийся на нижнем конце всасывающей трубы насоса. Фильтры устанавливаем на всасывающей и сливной магистрали.

4.2.2 Рычаг зажима шатунных шеек

Расчет силовых параметров (рис. 3).

В качестве исходных данных принимаем усилие обкатывания шатунной шейки Р₃=6800 Н.

Рис. 3 - Расчетная схема

Используя формулу (54), имеем:

,

где l₁ и l₂ - плечи рычага, мм; принимаем l₁=235 мм и l₂=205 мм.

(Н).

Реакция в опоре В:

, (76)

(кН).

Диаметр опоры из расчета на смятие [5]:

, (77)

, мм.

Принимается, из соображений унификаций, d=30 мм.

Перемещение силового привода по формуле (66):

,

где S_p - перемещение в точках приложения силы P, мм; конструктивно принимается перемещение рычага в зоне зажима S_p=74 мм.

(мм).

Расчет на изгиб рычага шатунных шеек

Ширина рычага конструктивно принимается b=15 мм. В связи с тем, что рычаг в сечении силового привода представляет собой прямоугольник малой площади, требуется расчет на поперечный изгиб. Для упрощения расчетов представим выступающую часть рычага длиной 70 мм в виде консольной балки, испытывающей основную нагрузку. Опасным сечением тогда является жесткая заделка, что не противоречит реальной схеме нагружения, где опасным сечением является галтель - плавный переход выступающей части к основному телу рычага.

Изгибающий момент в опасном сечении рассчитывается по формуле (38):

,

(Н•мм).

Осевой момент сопротивления сечения вычисляем по формуле:

, (78)

где b - ширина сечения, мм; b=15 мм;

h - высота сечения, мм; конструктивно принимается h=60 мм.

(мм³).

Расчетное напряжение, возникающее в сечении балки (рис. 4):

, (79)

(МПа).

Рис. 4 - Расчетная схема

Условие прочности:

, (80)

где [у] - допустимое напряжение на изгиб, МПа; для Ст.3 [у]=110 МПа.

Так как условие прочности 110 МПа > 51,2 МПа выполнено, рычаг в расчетном сечении является прочным. В качестве конструктивного материала принимаем Ст.3 ГОСТ 380-50.

Расчет силового гидроцилиндра

Исходные данные:

конструкция - двухсторонний, не симметричный;

рабочая сила - F=6590 Н;

скорость прямого хода - V=1 м/мин = 0,016 м/с;

длина хода - 85 мм.

В качестве рабочей жидкости для гидропривода всей системы выбрано масло ИГП-18, кинематическая вязкость н=18,5 сСт.

Рабочее давление в напорной полости гидроцилиндра рассчитаем по формуле (67):

,

где D - диаметр поршня цилиндра, мм; конструктивно по ГОСТ 6540-68 принимается стандартный D=40 мм.

(МПа).

Диаметр штока по формуле (68):

,

(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 д=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+2д,

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

д - толщина стенки гидроцилиндра, д=4 мм.

D=40+2Ч4=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 [д] - допускаемое напряжение для опоры скольжения, [д]?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 Ч Р_э, (83)

где f - коэффициент надежности, f = 2.

С = 2Ч7250 (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 Ч Р_д, (86)

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

С = 2,2 Ч 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 Ч Р_д,

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

С = 1,7 Ч 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:

GЧRЧcos45°+M_тр1-F_т1Ч96=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:

GЧRЧcos65°+M_тр2-F_т2Ч63=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=30Ч10^-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.

4.3.3 Кинематический расчет

Допустимая скорость перемещения [28]:

, (93)

где V_доп - скорость перемещения устройства в точке Б (ось заготовки), м/с;

S - линейный ход устройства, конструктивно принимается S=0,4 м;

? - погрешность позиционирования, ?=0,1 мм;

m - масса перемещаемых частей, m=50 кг.

(м/с).

Принимаем скорость движения заготовки V_з=0,03 м/с.

Угловая скорость устройства подъема:

, (94)

(с^-1)

Скорость устройства в т.А (движущая скорость на штоке гидроцилиндра):

V_д1=V_д2=wЧr, (95)

V_д1=V_д2=0,174Ч0,115=0,02 (м/с).

4.3.4 Расчет силового гидроцилиндра

Исходные данные для расчета:

конструкция - двухсторонний, не симметричный;

тяговое усилие F=700 Н;

скорость прямого хода - V=1,8 м/мин = 0,03 м/с;

длина хода - 400 мм.

В качестве рабочей жидкости для гидропривода всей системы выбрано масло ИГП-18, кинематическая вязкость н=18,5 сСт.

Выбор рабочего давления в штоковой полости гидроцилиндра.

Используя формулу (67), имеем:

,

где D - диаметр поршня цилиндра, мм; конструктивно по ГОСТ 6540-68 принимается стандартный D=40 мм;

d - диаметр штока, по ряду стандартных размеров принимаем d=20 мм.

(МПа).

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

,

(Н).

Расход масла определяется по формуле (70):

,

(м³/с) = 2,3 л/мин.

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

,

(м/с) = 2,5 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.

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 д=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+2д,

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

д - толщина стенки гидроцилиндра, д=4 мм.

D=40+2Ч4=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 по формуле (81):

,

где [д] - допускаемое напряжение для опоры скольжения, [д]?20 МПа.

(мм).

Принимаем диаметр проушины D=15 мм.

Т.к. ход поршня S>8D, требуется расчет гидроцилиндра на устойчивость.

Осевой момент инерции штока рассчитывается по формуле:

, (96)

где d - диаметр штока, d=22 мм.

(мм⁴).

Критическая сила для потери штоком устойчивости:

, (97)

где Е - модуль Юнга I рода, Е=200000 МПа;

l_ш - длина штока, l_ш=400 мм

(кН).

Условие устойчивости: Р_кр?F

Т.к. 46000 Н > 700 Н, условие устойчивости выполнено, значит шток устойчив.

4.3.5 Синхронизация движений параллельно работающих гидроцилиндров

Для подъема заготовки до уровня, необходимого для зажима ее в центрах, применяется устройство, включающее в себя опорную плиту, приводимую в движение двумя гидроцилиндрами. Ход гидроцилиндров конструктивно принимается равным 50 мм. Он необходим для опускания опорной плиты, несущей призмы, что, в свою очередь, нужно для беспрепятственного поворота устройства подъема в рабочее положение, т.е. в станок, и обратно. Для нормальной работы подъемных гидроцилиндров необходимо обеспечить их синхронное перемещение, иначе в процессе работы вероятно их заклинивание. Практика показывает [11], что в момент трогания с места синхронность гидродвигателей нарушается вследствие различия сил трения покоя в различных частях этих двигателей, причем во время движения двух гидроцилиндров предлагается применить схему с дроссельным делителем потока. Схема является известной, широко распространена и приведена на рис. 7 [11].

Необходимое условие более или менее точной синхронизации - одинаковые характеристики гидродвигателей, т.е. равные диаметры поршней. Поэтому в качестве силовых гидроцилиндров применяем стандартные гидроцилиндры 7021-0225 по ГОСТ 19900-74.

Расход Q_н насоса под постоянным давлением р подается в полость а и далее по двум параллельным трассам через сопротивления 11 R₁ и 12 R₂ расходы Q₁ и Q₂ проходят в полости F₁ и F₂. Через дросселирующие отверстия 6 и 7 масло поступает к отверстиям трасс 3 и 4, соединяющимися с двумя гидродвигателями.

Если нагрузка на гидродвигатели одинакова, то давления в трассах 3 и 4 равны, и плунжер П (делитель) находится в среднем (нейтральном) положении, поровну разделяя расход насоса между двумя гидродвигателями.