3. Конструкторская  часть. 

      Разработка  приспособления для  суперфинишной обработки  шеек коленчатых валов. 

      3.1. Назначение и описание устройства приспособления.

    Приспособление (чертеж 150205.Д05.220.02.00.000.СБ графической  части проекта) предназначено для доводки коренных и шатунных шеек коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания (ДВС) после их шлифования, с целью исправления геометрической формы поверхностей, а также для снижения шероховатости, вызванную неоднородностью условий предшествующей обработки. Шероховатость шеек после обработки составляет R_а0,1-0,3, а также повышается их износостойкость в 1,5-2,0 раза, что способствует удлинению срока службы.

     Обработка ведется абразивными брусками при  вращении детали со скоростью 10-75 м/мин, продольном перемещении бруска со скоростью 0,3-1,5 м/мин и осциллирующем движении его вдоль образующей обрабатываемой шейки с числом колебаний в пределах 500-2000 в минуту. Бруски имеют упругий контакт с поверхностью детали и давление в зоне контакта 2-4 кГ/см². Смазка при суперфинишировании состоит из смеси керосина (75-90%) и веретенного масла (10-15%). Также рекомендуется вводить 3-5%  олеиновой кислоты.

     Приспособление (рис.3.1) состоит из редуктора 1, инструментальной державки 2 и электродвигателя 3.

     Приспособление  закрепляется в резцедержателе токарно-винторезного станка 16К20. Поперечной подачей абразивный брусок 4, закрепленный в инструментальной державке 2 прижимается к обрабатываемой шейки с необходимым давлением, отсчитываемым по шкале 5. Вращение детали и продольная подача приспособления осуществляется шпинделем и  поперечным суппортом станка. Осциллирующее движение абразивного бруска обеспечивается от электродвигателя приспособления с помощью редуктора и эксцентрикового механизма.

                 

                           

     Рисунок 3.1. Приспособление для суперфинишной  обработки.

      

     3.2. Технические характеристики  приспособления.  

• Размеры сечения бруска, мм – 5х25;
• Удельное давление бруска на деталь, кгс/см² – 0…4;
• Амплитуда колебаний бруска, мм – 3;
• Частота вращения выходного вала привода, мин^-1 – 900;
• Мощность электродвигателя, кВт – 0,03;
• Напряжение в сети, В – 127;
• Вес, кг – 10.

 
 
 

3.3. Кинематический расчет  привода и выбор           электродвигателя.                              

      Кинематический расчет сводится к определению общего коэффициента полезного действия КПД_общ и передаточного отношения U, входящих в кинематическую схему приспособления (рис. 3.2)

           

              

      Рисунок 3.2. Кинематическая схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – предохранительная шариковая муфта, 3 – зубчатая передача. 

      Исходя  из технических характеристик приспособления принимаем -     электродвигатель  марки 4А50А4УЗ по ГОСТ  19523 - 74 мощностью N = 0,03 кВт, частотой вращения ротора n = 1445 мин ^-1. Двигатель асинхронный, коротко - замкнутый, четвертой серии, климатическое исполнение У, категория 3; 

1. Определяем  общий к.п.д. привода  по формуле:

   ŋ_общ = ŋ₁ ŋ₂ ŋ₃ = 0,985·0,99·0,97  = 0,94  [23], с.2

где    ŋ₁ = 0,985 – к.п.д. шариковой муфты;

      ŋ₂ = 0,99 – к.п.д. одной пары подшипников качения;

      ŋ₃ = 0,97 – к.п.д. зубчатой передачи; 
 

2. Определяем  передаточное число  привода :

               [23], с.6

где  n₁ = 1445 мин^-1 – частота вращения входного вала привода;

        n₂ = 900 мин^-1 – частота вращения выходного вала привода.

     Полученная  величина соответствует числу из стандартного ряда (СТ СЭВ 221 – 75).         [23], с.6 

3. Находим мощности, передаваемые валами привода:

  Р_i = Р_дв  ŋ₁  ŋ₂  ŋ₃ …. ŋ_n      [23], с. 8

где  Р_i – мощность на i-м валу, кВт;

    ŋ₁, ŋ₂, ŋ₃,…ŋ_n – к.п.д. механизмов и устройств, предшествующих i-му  валу.

             Р₁ = 0,03 кВт;

             Р₂ = Р₁  ŋ₁ ŋ₂ ŋ₃ = 0,03  0,985  0,99  0,97 = 0,028 кВт; 

       3.3.4. Определяем крутящие моменты на валах привода:

                    [23], с. 8

где  Р –  мощность, передаваемая валом, кВт;

    n – частота вращения этого вала, мин^-1.

             

               

      3.4. Выбор материалов  и термической  обработки зубчатых  колес.

          Принимаем материал:      [23], т. 2.1, с. 13

• для шестерни: сталь 45, термообработка – улучшение;
• для колеса: сталь 40, термообработка – улучшение.

 

3.5. Допускаемые контактные  напряжения при  расчете на выносливость.

     Допускаемые контактные напряжения σ_НР, МПа, определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле:

                  [23], с. 20

где  σ_Hlim – предел контактной выносливости;

      Z_N – коэффициент долговечности;

      S_H – расчетный коэффициент запаса прочности;

           Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

           Z_V – коэффициент, учитывающий окружную скорость;

           Z_L – коэффициент, учитывающий влияние смазки;

           Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. 

     3.5.1 Предел контактной выносливости:

         σ_Hlim1 = 2Н_НВср1 + 70 = 2·180 + 70 = 430 МПа;   [23], т. 3.1, с. 21

         σ_Hlim2 = 2Н_НВср2 + 70 = 2·160 + 70 = 390 МПа;   [23], т. 3.1, с. 21 

      3.5.2 Коэффициент долговечности:

              ;       при N_HE < N_{H lim},    [23], с. 21

              ;      при N_HE > N_{H lim},     [23], с. 22

      N_{H lim} – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости;

      N_HE – эквивалентное число циклов напряжений при расчете контактной выносливости.

      Для нашего приспособления принимаем коэффициент  долговечности Z_N=1.

 

      3.5.3 Расчетный коэффициент запаса прочности для зубчатых колес.

Принимаем S_H = 1,1 – при однородной структуре материала. [23], с. 25 

      3.5.4 Значение коэффициента Z_R.

Принимаем Z_R = 0,95 – при 6-м классе шероховатости.  [23], с. 26 

      3.5.5 Коэффициент Z_V, учитывающий окружную скорость.

Принимаем Z_V = 1 – при V < 5 м/с.       [23], с. 27 

      3.5.6 Коэффициент Z_L, учитывающий влияние смазки, принимаем равным 1. 

      3.5.7 Коэффициент Z_Х, учитывающий размер зубчатого колеса.

Принимаем Z_Х = 1 – при d < 700мм.      [23], с. 27

      Следовательно, допускаемые контактные напряжения равны:

 

3.6. Допускаемые напряжения при расчете на выносливость зубьев при изгибе.

     Допускаемые напряжения σ_FP при расчете на выносливость зубьев при изгибе, МПа, определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

                  [23], с. 28

 где  σ_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

      S_F – коэффициент безопасности;

      Y_N – коэффициент долговечности;

      Y_δ – коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

      Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

      Y_X – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Значения σ_Flimb определяем по зависимости:

                   [23], с. 28

где  – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

      Y_T – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;

      Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

      Y_g – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

      Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения и электрохимической обработки переходной поверхности;

      Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. 

      3.6.1 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

             = 1,75  Н_НВ1 = 1,75·180 = 315 МПа  [23], т. 3.3, с. 30

             = 1,75  Н_НВ2 = 1,75·160 = 280 МПа  [23], т. 3.3, с. 30 

    3.6.2 Коэффициент Y_T при соблюдении технологии изготовления, предусмотренной ГОСТ 21354 – 87, принимаем равным 1. 

    3.6.3 Коэффициент Y_Z.

Принимаем Y_Z = 1 – для поковок и штамповок.    [23], с. 29 
 

      3.6.4 Коэффициент Y_g.

Принимаем Y_g = 1 – для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью.          [23], с. 29 

      3.6.5 Коэффициент Y_d.

Принимаем Y_d = 1 – для зубчатых колес без деформационного

упрочнения.          [23], с. 29 

     3.6.6 Коэффициент Y_А.

Принимаем Y_А = 1 – при одностороннем приложении нагрузки. [23], с. 29 

     3.6.7 Коэффициент Y_N находим по формуле:

                    ,      [23], с. 32

 Принимаем  Y_N1 = 1.

 Принимаем  Y_N2 = 1. 

      3.6.8 Коэффициент Y_δ находим по формуле:

            [23], с. 34

где m – нормальный модуль, мм; m = 2.     [23], т. 4.4, с. 41 

      3.6.9 Коэффициент Y_R.

Принимаем Y_R = 1,2 – при нормализации и улучшении.  [23], с. 34 

      3.6.10 Коэффициент Y_Х принимаем равным 1.   [23], с. 34 

      3.6.11 Коэффициент S_F.

Принимаем S_F = 1,7       [23], т. 3.3, с. 30

Тогда, 

 

3.7. Расчет на контактную  выносливость активных  поверхностей зубьев.

      Определяем  ориентировочное значение межосевого расстояния a_w по формуле:

                  [23], с. 36

где  К_а – вспомогательный коэффициент;

    u –   передаточное число;