Преобразовывая уравнение (3.22) получим

, (3.23)

где f_о - коэффициент трения в опоре рычажного механизма.

Аналогичным образом определяются силы закрепления при других схемах зажимного устройства, т.е. на основе статического равновесия.

После расчета силы закрепления ее корректируют с учетом жесткости установочных и зажимных элементов приспособления, а также коэффициента запаса закрепления. С учетом изложенного формула (3.23) принимает вид

. (3.24)

Учет коэффициентов К_o, К₁, К₂,....К₆ ведется в соответствии с условиями выполняемой операции. Например, при обработке малой поверхности новым инструментом коэффициент К₂ можно не учитывать, т.е. принять К₂ = 1,0 и т.д.

В общем случае для достижения наиболее точных результатов расчета сил закрепления необходима тщательная разработка расчетной схемы. Составить такую схему не всегда просто, так как величина и направление действующих на заготовку сил зависят от многих факторов: характера операции, схемы базирования, схемы закрепления и т.д. В связи с изложенным при составлении расчетной схемы необходим тщательный анализ указанных выше факторов, что и определяет достоверность выполняемых расчетов.

Величину и направление силы закрепления выбирают в зависимости от сил резания и их моментов, действующих на обрабатываемую заготовку. Существует правило: при закреплении не жестких деталей (заготовок) сила закрепления должна прилагаться над опорой или по возможности ближе к ней, а при закреплении жестких заготовок – между опорами приспособления. Наиболее часто встречающиеся в практике обработки заготовок варианты взаимодействия сил резания и закрепления на обрабатываемую заготовку, а также формулы для расчета сил закрепления приведены в табл. 3.8.

3.6 Силовые механизмы приводов зажимных устройств

приспособлений

Силовые механизмы обычно выполняют роль усилителя. Его основной характеристикой является коэффициент усиления i (передаточное отношение сил)

, (3.25)

где i – передаточное отношение сил; Р_з – необходимая сила закрепления; Р_и – исходное усилие.

Наряду с изменением величины исходного усилия силовой механизм может также изменять его направление, разлагать на составляющие и совместно с контактными элементами обеспечивать приложение зажимного усилия к заданной точке. Иногда силовые механизмы выполняют роль самотормозящего элемента, препятствуя раскреплению заготовки при внезапном выходе из строя привода.

Силовые механизмы используются в приспособлениях с зажимными устройствами как первой, так и второй групп. Для приспособлений с зажимными устройствами первой группы силовой механизм следует выбирать совместно с приводом, чтобы можно было рационально согласовать силовые возможности механизма (коэффициент усиления i) с силовыми данными привода.

Выбор конструктивной схемы силового механизма производится также с учетом конкретных условий компоновки приспособления.

Таблица 3.8

Варианты взаимодействия сил резания и закрепления в приспособлениях

Схема сил, действующих на заготовку	Формула расчета силы закрепления
Мкр Q l
D Мкр Q Q α
Мкр Мкр Q d0 А0
Q P Q•f1 Q•f2
(Q+P2)•f1 Q P1 Q•f2 P2 P

Продолжение таблицы 3.8

Q Q•f2 P2 P (Q – P2)•f1 P1
b0 a0 G R R1 L 0,5L Q·f Q P1 P2 O l0   c0 R1•f
Q Q P1 P2 n
Мкр D Q Q Q Q Q Q Q   Q	n1– число точек приложения сил Q
P1 P2 P3 α n Q Q

Продолжение таблицы 3.8

l0 Q Q Q D P1 11
l0 Q Q Q P1 Q D
М α1 α1 d0 Q Q 13
d0 2Q M d0 Q Q M 14
D/2 M Q

Продолжение таблицы 3.8

D/2 M Q   P2
Q D R R α 17 α = 1200
Q D R R α 18 α = 900
Мкр Мкр Мкр Q α
l0 α1 x y D P2 P3

Продолжение таблицы 3.8

P1 P2 P2 P1 P2 P1 P1 P2 Q Q l b0 l1
А – А Dз α2 А А δ s l2 Q2 Q1 α γ Ри Ри 22	E0 = 2,1·104 Н/мм2 (модуль упругости материала, закрепляемой заготовки)
Dш D d0 M

Для выбранного силового механизма необходимо определить коэффициент усиления i и исходное усилие Р_и, которое должно быть приложено к силовому механизму приводом или рабочим.

Расчетная формула для нахождения Р_и может быть получена на основе решения задачи статики – рассмотрения равновесия силового механизма под действием приложенных к нему сил.

Рассмотрим пример комбинированного силового привода приспособ-ления, состоящего из рычага и пневматического цилиндра (рис. 3.14).

Рис.3.14. Комбинированный силовой механизм

Необходимое исходное усилие определяется на основании решения уравнения статики, а именно, моментов сил Р_и и Qотносительно точки О. После преобразований уравнения моментов сил получим расчетную формулу

, (3.26)

где Р_и – исходное усилие (усилие на штоке гидроцилиндра); l₁, l₂ – длины плеч сил Р_и и Q; β – угол между плечом рычага и направлением действия силы закрепления Q; β₁ – угол между плечом рычага и направлением действия исходной силы Р_и; η – коэффициент полезного действия; Q – необходимая сила закрепления.

Наиболее часто встречающиеся схемы комбинированных зажимных устройств и формулы для расчета исходного усилия приведены в табл. 3.9.

Расшифровка компонентов, входящих в расчетные формулы (табл. 3.8 и 3.9) приведена в таблице 3.10

Таблица 3.9

Комбинированные зажимные устройства

№ п/п	Схема зажимного устройства	Формула расчета исходной силы
	l3 Ри Q Dи l10 l4 l5	φ3 = 10030', η =0,85

Продолжение таблицы 3.9

	Ри Q l4 l5 l3
	Dн l3 Ри l4 l5 d10
	l3 Pи Q θ l4 l5

Продолжение таблицы 3.9

	Ри Q l4 l5
	l4 Q H Ри
	Ри l4 Q Q H
	Q Q Ри l4 l5

Продолжение таблицы 3.9

l4 l5 β Q 9	Ри	α4 = 1800 –α3; tgφ4 = 0,12 – 0,15.
	Ри Q H h l4
	l5 Q d8 l2 D5 l4 Q β Ри	β1 – arcsin f1·(d8 / l4)
	l6 D5 l4 l5 l7 Q Ри

Продолжение таблицы 3.9

	Q l4 l5 α5 Ри l8 d6 D6
	D2 d8 l5 l4 α5 Q Ри
	l6 Q α l7 l4 l5 Ри

Продолжение таблицы 3.9

16	Ри D6 d6 l4 l5 Q l6 l7 Q
	l4 l5 Q Q Ри Ри
	Ри Q α6	n1 = 3
	Ри Q l4 l5 α5

Продолжение таблицы 3.9

	l5 l4 Ри d8\ D2 α5 Q
	Ри α5 d8 D2 l5 l4 Q
	D2 d8 l5 α5 l6 H Q Ри
	l4 α5 α1 d8 D2 l5 Q Ри

Продолжение таблицы 3.9

	Ри α5 D2 d8 l5 l4 Q
	l5 l4 l6 l7 Q
	l5 α1 D2 d8 Q Ри l4	β2 = arcsin f3
	Ри α1 l4 l5 Q

Продолжение таблицы 3.9

	l5 l4 Q P0 α8 α1 Ри l6 Ри	β2 = arcsin f3
	l5 l4 α1 α1 Q Q Р0 Р0 Ри Р	β2 = arcsin f3
	l6 H l54 l4 Ри/2 Ри/2 Ри Q

Продолжение таблицы 3.9

	3шт l4 H Ри Q
	α8 φ2 φ10 Ри Р1 Р2

Таблица 3.10

Компоненты, входящие в расчетные формулы

Продолжение таблицы 3.10

Продолжение таблицы 3.10

3.7 Расчет элементов приспособлений на прочность

Прочность – одно из основных требований, предъявляемых к деталям и приспособлениям в целом. Прочность деталей может рассматриваться по коэффициентам запаса или по номинальным допускаемым напряжениям. Расчеты по номинальным допускаемым напряжениям менее точны и прогрессивны, но значительно проще.

С помощью расчета деталей (элементов) приспособлений на прочность можно решать две задачи:

проверку на прочность уже существующих деталей с определенными размерами сечений путем сравнения фактических напряжений) (моментов, сил) с допускаемыми – проверочный расчет;

определение размеров сечений деталей – предварительный проектный расчет.

Расчет на прочность детали в виде стержня круглого сечения, нагруженного осевой силой, по допускаемым напряжениям растяжения (сжатия) осуществляется по формуле

, (3.27)

где – фактическое напряжение растяжения (сжатия), МПа; Р – расчетная осевая сила, Н; d – диаметр опасного сечения (для резьбового стержня –(внутренний диаметр резьбы), мм; [ ] – допускаемое напряжение растяжения (сжатия), МПа.

Определение необходимого размера опасного сечения для подобного случая можно производить по формуле

. (3.28)

Полученное значение округляется в сторону увеличения до целого или ближайшего стандартного значения. При наличии шпоночного паза в опасном сечении детали, полученное расчетом значение d следует увеличить на 5.. .10 %.

Расчеты на прочность валов и осей с целью определения их размеров можно производить по формулам: на изгиб (детали круглого сечения)

, (3.29)

на изгиб (детали кольцевого сечения)

, (3.30)

на кручение

, (3.31)

на изгиб с кручением (детали круглого сечения)

, (3.32)

на изгиб с кручением (детали кольцевого сечения)

, (3.33)

где М_из – изгибающий момент, Н ∙ мм; М_кр – крутящий момент, Н ∙ мм; М_экв – эквивалентный момент, Н ∙ мм; ; – допускаемое напряжение при изгибе, МПа; [ ] – допускаемое напряжение при кручении, МПа; k₀ = d₀/d – отношение внутреннего диаметра вала (оси) d₀ к наружному d.

Необходимо помнить, что оси рассчитываются только на изгиб, так как они не передают крутящего момента.

Валы и оси можно рассчитывать на жесткость, но диаметр деталей в этом случае получается большим, чем при расчете на прочность. Расчет на изгибную жесткость состоит из определения углов наклона и прогибов упругой линии осей и валов и сравнения их с допускаемыми значениями. Следует отметить и сложность расчетов деталей на жесткость. Например, расчет валов на жесткость при кручении производится по формуле

, (3.34)

где φ – действительный угол закручивания вала, град; [φ] – допускаемый угол закручивания (можно принимать для большинства валов [φ] =15' на 1 м длины; для менее ответственных валов [φ] принимается до 2°); М_кр –крутящий момент, Н ∙ мм; l – длина скручиваемой части вала, мм; G –модуль упругости при сдвиге, МПа (для стали G = 8(10⁴ МПа); I_р – полярный момент инерции сечения вала, мм⁴ ( – для круглого сечения и –для кольцевого сечения).

Уточненный расчет валов на прочность, в случае возникновения такой необходимости, заключается в определении коэффициентов запаса для опасных сечений.

При нагружении соединения силами в плоскости (по поверхности) стыка деталей и в случаях установки штифта (цилиндрического гладкого стержня винта) без зазора и работы на срез проверочный расчет штифта (винта) может осуществляться по формуле

, (3.35)

где Р – срезающая сила, Н; d – диаметр штифта (стержня винта), мм; i –число стыков (количество штифтов или винтов) в соединении; [ ] – допускаемое напряжение среза, МПа.

Расчет на прочность шпоночных и шлицевых соединений заключается в сравнении фактически передаваемого крутящего момента с допускаемым моментом из условий прочности шпонок (шлиц).

Расчет на прочность шпоночных соединений производится по формулам:

на смятие:

– для призматических шпонок;

– для сегментных шпонок;

на срез:

– для призматических и сегментных шпонок,

где М_кр – крутящий момент (рассчитывается по передаваемой мощности и частоте вращения вала), Н∙мм; D – наружный диаметр вала, мм; h – высота призматической шпонки, мм; К_ш – размер выступающей из паза части сегментной шпонки, мм; l – рабочая длина шпонки, мм; [ ] – допустимые напряжения смятия, МПа.

Проверочный расчет на прочность шлицевых соединений проводится по формулам:

на смятие:

– для прямобочного профиля шлицев;

– для эвольвентного профиля шлицев;

на срез:

– для прямобочного и эвольвентного профиля шлицев,

где М_кр – крутящий момент, Н∙мм; z – число шлицев; h – высота поверхности контакта (для прямобочного профиля h=0,5(D-d)-2f_ш , здесь f_ш – фаска зуба и паза шпоночного соединения, по СТ СЭВ 188 - 75 фаска принимается равной 0,3. ..0,5 мм с допуском (ei = +0,2, es = +0,3; для эвольвентных шлицев с центрированием по боковым поверхностям h = m, с центрированием по наружной цилиндрической поверхности h = 0,9m); D – наружный диаметр вала, мм; d –внутренний диаметр отверстия, мм; b –ширина шлица, мм; m – модуль эвольвентного соединения, мм; ψ^! – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по шлицам (принимается ψ^! равным 0,7...0,8).

При необходимости расчеты на прочность сварных соединений, пружин, подшипников, клиноременных, зубчатых передач и других специфических сборочных единиц и деталей специальных приспособлений следует выполнять с помощью справочных и других литературных источников.

Дата добавления: 2014-10-14; просмотров: 474; Нарушение авторских прав

Мы поможем в написании ваших работ!