спец титан. 1 Область применения титановых сплавов

• Название: 1 Область применения титановых сплавов
• Анкор: спец титан.doc
• Дата: 13.12.2017
• Размер: 8.66 Mb.
• Имя файла: спец титан.doc
• Тип: Документы; #11186
• страница: 12 из 13

2.1.8 Расчет подшипников качения

Все подшипниковые узлы данного приспособления нагружены лишь осевой нагрузкой (см. рисунок 2), так как в работе приспособление противодействует только силы трения, которыми можно пренебречь вследствие их малости. Предварительно назначаем следующие подшипники: на валы сателлитов подшипник 29 ГОСТ 8338-75; на входной вал – подшипник 205 ГОСТ 8338-75.

1. Определим срок службы подшипникового узла входного вала. Для предварительно выбранного подшипника 205 ГОСТ 8338-75 выписываем табличные данные [5]: базовая динамическая нагрузка кН, базовая статическая нагрузка кН. Наиболее нагруженным является верхний подшипник, так как вся нагрузка действует на него.

Осевая нагрузка на подшипниковый узел входного вала равна весу технологической оснастки:

Н.
Для определения коэффициентов Х, У, и е находим значение отношения :

;


Где - осевая нагрузка на подшипник, Н;

- базовая статическая грузоподъемность подшипника, Н.

По таблице 7.1 [5] определяем значения Х, У и е, соответствующие найденному ранее отношению : Х=0,56; У=1,76; е=0,25.

Принимая значение коэффициента безопасности равным 1,1 (по табл. 7.3 [5]) и значение температурного коэффициента равным 1,5 определяем эквивалентную динамическую нагрузку :

Н,

где - радиальная нагрузка на подшипники, Н.

Пригодность подшипника определим оценкой базовой долговечности в млн. об.:

млн. об.;

где - базовая динамическая грузоподъемность, Н;

- эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

- принимается равным 3 для шариковых подшипников.
Вычисленная долговечность удовлетворяет техническим требованиям, в случае необходимости, есть возможность обрабатывать детали большей массы без критического снижения ресурса.
2. Определим срок службы подшипников сателлитного узла. Для предварительно выбранного подшипника 29 ГОСТ 8338-75 выписываем табличные данные [5]: базовая динамическая нагрузка кН, базовая статическая нагрузка кН. Наиболее нагруженным является нижний подшипник, так как вся нагрузка действует на него, следовательно, расчет следует вести именно по нему.

Осевая нагрузка на подшипниковый узел равна весу технологической оснастки и определяется по следующей формуле:

H;

где - масса технологической оснастки вместе с обрабатываемой деталью, кг;

Для определения значений коэффициентов Х, Y и е находим отношение :

;

По таблице 7.1 [5] определяем значения Х, Y, е, соответствующие найденному ранее отношению : Х=0.56, Y=3, е=0.1.

Принимая значение коэффициента безопасности равным 1,1 (по табл. 7.3 [5]) и значение температурного коэффициента равным 1,5 определяем эквивалентную динамическую нагрузку , Н;

Н.

Пригодность подшипника определим оценкой базовой долговечности в млн. об.:

млн. об.;

Вычисленная долговечность получилась чрезмерно большой, но это оправдано тем, что приспособление является универсальным, в частности с его помощью можно наносить покрытия на лопатки.

2.1.9 Выбор и расчет приводного механизма
В качестве приводного механизма технологического оборудования (вращателя) используется электропривод. Для определения типа двигателя и редуктора определим необходимую мощность привода. В нашем случае работа, совершаемая приводом, тратится лишь на преодоление сил трения в подшипниках и на разгон – торможения вращателя с обрабатываемыми деталями.
Момент , развиваемый приводом, тратится на преодоления статического момента , равного в данном случае моменту сил трения , и на преодоления момента динамического , вызванного силами инерции вращающихся частей:
.

Для определения мощности привода необходимо найти приведенные статический и динамический моменты и соответственно.

Используя теорему о сохранении кинетической энергии определим приведенный момент инерции :



где - угловая скорость вращения вала в установившемся движении, с^-1;

- угловая скорость вращения сателлитов, с^-1;

- момент инерции сателлитного узла кгм²;

- момент инерции входного вала вместе с диском-водилом, кгм²;

- количество сателлитов.

Таким образом:



где - передаточное число от сателлита к входному валу.
Момент инерции сателлитного узла равен 7.6-10^-5 кгм², момент инерции диска равен 1,087 кгм². Передаточное число было определено и равно 8. Число сателлитов равно 36.

Таким образом:

кгм²
Момент от сил трения в подшипниках сателлитного вала определим по формуле:

Нм;

где - вес вала сателлитного узла вместе с обрабатываемой деталью, Н;

- приведенный коэффициент трения по таблице 85 [1];

- диаметр цапфы, м.

Момент от сил в зацеплении определим как процент от сил трения в подшипниках (обычно, КПД подшипников принимают равным 0,99, а КПД зубчатых передач равны 0,98, разница между коэффициентами составляет 1%):

Нм.

Суммарный момент трения в сателлитах :

Нм.

Момент от сил трения в подшипниках входного вала определим по формуле:

Нм;

где - вес стола, Н;

- приведенный коэффициент трения по таблице 85 [1];

- диаметр цапфы, м.
Приведенный статический момент определим из уравнения баланса мощностей:

;
где - количество сателлитов (равно количеству обрабатываемых деталей);

- угловая скорость вращения сателлитов вокруг своей оси, с^-1;

- угловая скорость вращения входного вала к которому и приводится статический момент, с^-1;

Таким образом, статический момент равен:

Нм.

По рассчитанному статическому моменту предварительно назначаем мотор- редуктор МРВ02-0,12/25 с двигателем АИР56А4. Данный мотор –редуктор имеет следующие характеристики:

Напряжение питания U, В 380

Частота вращение вала n, об/мин 25

Момент номинальный М_Н, Нм 44

Момент максимальный М_max,Нм 96,8

Номинальное скольжение s_ном 0,1

Кратность максимального момента  2,2

Масса, кг 10
Частота вращения вала редуктора больше необходимой частоты вращения входного вала приспособления в пять раз (=5=55), поэтому в привод необходимо внести зубчатую передачу с передаточным отношением равным пяти.

Для реализации данного передаточного отношения используются прямозубые колеса. Так как статический момент меньше 1 Нм, то приемлемым для передачи такого момента является модуль , равный 1,25. Минимальное количество зубьев шестерни , определяемое конструктивно исходя из диаметра выходного вала редуктора равного 18 мм и модуля, примем равным тридцати. Тогда число зубьев колеса можно определить по формуле:



Устанавливаемая зубчатая передача создает дополнительный инерционный момент и силу трения в зубчатой передаче, которой можно пренебречь. Момент инерции равен 310^-5 кгм², момент инерции колеса равен 45010^-5 кгм².

Приведенный к валу редуктора момент инерции определим из закона сохранения энергии:


где - угловая скорость вращения вала редуктора;

- угловая скорость вращения входного вала механизма вращения.
Приведенный момент инерции определим по формуле:

кгм

Угловая скорость вращения вала редуктора определяется по формуле:

с^-1.

Приведенный к валу редуктора статический момент определим из уравнения баланса мощностей:



где - КПД зубчатой передачи, принимают равным 0,98.

Таким образом, приведенный момент сопротивления (статический момент)

Нм.

Время разгона привода до установившейся скорости вращения вала определим из следующего интеграла, решив его в компьютерной среде:

(1)

где - приведенный к валу редуктора момент инерции системы, кгм²;

- угловая скорость вращения вала редуктора, с^-1;

- момент развиваемый редуктором, Нм;

- статический момент, Нм.
Определим необходимое для дальнейших расчетов критическое скольжение :



Момент может быть определен по формуле Клосса:

(2)

где - максимальный момент, развиваемый приводом.

Подставив в формулу (2) вместо скольжения ее выражение через частоты и проинтегрировав выражение (1) получим время разгона двигателя:



секунд.

Теперь без труда можно определить динамический момент :

Нм.

Из расчетов видно, что развиваемый при пуске мотор редуктора момент больше необходимого:

Нм;

Нм;

Таким образом, можно сделать заключение, что выбранный двигатель подходит для проектируемого оборудования, а так как динамический момент получился небольшим, то ударная нагрузка на колеса зубчатой передачи будет небольшой и необходимости в муфте нет.