Файл: Теория и практика балансировочной техники..pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 09.04.2024

Просмотров: 269

Скачиваний: 5

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Вторая группа исследований была проведена для опреде­ ления влияния нормы остаточной неуравновешенности на эксплуатационные расходы, связанные с уравновешиванием шкивов, которые определяются в основном затратами на ремонт по замене подшипников. Общая величина этих затрат за амор­ тизационный срок службы машины может быть выражена формулой

 

3peM = f(P + 2C2),

(4)

где Р — стоимость работы по замене подшипников [4];

 

С2

— стоимость заменяемого подшипника;

из

f

— вероятное значение числа выходов подшипников

строя за амортизационный срок службы машины при надежности их g — 0,9.

Теоретические исследования по выявлению влияния неурав­ новешенности на надежность и долговечность подшипников качения, используемых в сельскохозяйственных машинах, позволили получить зависимость между вероятным значением числа замен подшипников и неуравновешенностью ротора.

Эта

зависимость

была

 

подтверждена

экспериментально

на

специальном стенде.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

После

подстановки

в уравнение (4)

имеем

 

 

 

 

 

Зрем

= ЫР + 20я)\1+

 

 

[N] + H

Ь ) 2

 

\ 2

 

 

 

3 5

 

 

—

kg-Gonm*

—

-г

 

 

 

 

 

 

 

 

 

18Р2 ,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

+ 10-6 G2 „

> V

 

 

 

 

 

(5)

где

f0 — число

межремонтных

сроков,

планируемое

исходя

из

 

существующей

методики

расчета

подшипников

каче­

 

ния на долговечность;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Ро — статическое

давление

на

наиболее

нагруженный

под­

 

шипник ротора в кг;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

И — неустранимый

балансировкой

шкивов дисбаланс

ро­

 

тора

(конструктивный

дисбаланс,

неуравновешенности

 

от зазоров

посадок,

биения

посадочных

мест

и

пр.)

 

в

кгсм;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

s — коэффициент,

учитывающий

особенности

колебатель­

 

ной

схемы

ротора

(при расположении

центра

масс

 

ротора

у опоры

s = l ; при расположении

его

вблизи

 

средней точки между опорами s = 2);

 

 

 

 

 

k — среднее

значение

жесткости опор

ротора

в

кг/см;

 

 

ш — угловая скорость вращения ротора в 1/сек;

 

 

 

 

Gon

g — ускорение свободного падения в

см/сек2;

 

 

 

 

— масса

ротора,

приходящаяся

на наиболее

нагруженную

опору, в кг;

«

/— число внешних источников вибраций, создающих допу­ стимые колебания опор ротора с частотой со* [3].

Суммарные затраты

производства и эксплуа-

тации, зависящие от точности уравновешивания, находим по формуле

3 = Зизг

 

+ Зрем.

(6)

На рис. 1

приведены

зависимости

всех

катего­

рий затрат

от точности

уравновешивания

на при­

мере узла главного

контр­

привода

зернокомбайна

СК-4.

Эти зависимости по­

строены

по уравнениям

(1), (5),

(6).

^

Из

уравнения

= О

 

J F

 

d[N]

получим окончательное выражение для расчета оптимального значения допуска на суммарную неуравновешенность шки­ вов ротора [N]:

 

 

Норма дисбаланса узла

Щкгсм

3

,

о

 

'-

'—

'-

'—

 

* - '

 

 

 

коп КОП

 

 

 

 

 

302,0•

16

 

 

 

 

 

 

SO1,5•

15

 

 

 

 

 

 

301,0- Ш -

 

 

 

 

 

300,5- 13

-

 

 

 

 

 

300,0- 12

 

-

 

 

 

 

 

299,5- 11

 

-

 

 

 

 

 

299,0- 10

--

 

 

 

 

 

298,5-

9 -

 

 

 

 

 

 

298,0- s t

 

 

 

 

 

8[NJKZCM

 

0

 

 

 

 

Рис.

1. Обоснование оптимальной суммар­

ной

нормы

неуравновешенности

шкивов

главного контрпривода комбайна СК-4:

/ —

затраты

на

балансировку;

2 —

затраты

 

на

ремонт; 3

— суммарные

затраты

[Щ + Н = -

(7)

где

 

 

 

s2Pl 2G,

^Bfi]

а = 1,9-10-6

(=i

t"=i

 

feu)2

 

 

kg-G опій*

— коэффициент, учитывающий условия производства и эксплуа­ тации ротора, а также его динамические особенности.

Для удобства

практического использования

разработанной

методики уравнение (7) решается

графически

с

использовани­

ем номограммы

(рис. 2). После

отыскания

на

номограмме

прямых и криволинейных зависимостей, соответствующих рас­ четным значениям а и Н, находим точку их пересечения, ко­ торая и определяет искомую величину [N],

Нормы дисбаланса шкивов, входящих в состав ротора, определяем по уравнению (3), которое также представлено в виде номограммы (рис. 3).

Масса ротора їй, кг

Норма дисбаланса узла [N], кгсм

Рис, 2. Номограмма для определения [N]

Рис. 3. Номограмма для определения [TV,-]-

Использование изложенной методики для определения

допуска на остаточную

неуравновешенность

шкива

молотиль­

ного барабана комбайна

СК-4,

у

которого

Н

=

1,213

кгсм,

а =

= 0,044, позволило найти оптимальное значение

[N] =

0,18

кгсм.

По описанной выше

методике

были рассчитаны

оптималь­

ные значения [N{] для шкивов

серийного

зернокомбайна

СК-4

и машин СК-5 «Нива», СК-6 «Колос».

 

 

 

 

 

Кроме этого, составлены специальные карты,

которые вклю- .

чают в себя необходимые данные

и формулы

для расчета

[А7*]. '

Последний сводится к заполнению таких карт

для

всех

рота­

ционных узлов машины.

 

 

 

 

 

 

 

 

Экономическая эффективность

оптимального

нормирования

неуравновешенности определялась

разностью

суммарных

зат­

рат (6) при уравновешивании шкивов до рекомендуемых опти­ мальных и до существующих значений норм.

Для годовой программы только завода «Ростсельмаш» она составляет 21 300 руб.

ЛИТЕРАТУРА

1.Баранов Г. Г. О выборе допусков, обеспечивающих заданную точность механизма и наименьшую стоимость его изготовления. Труды института ма­ шиноведения. Вып. 11. М., изд. АН СССР, 1957.

2.Гриньков Ю. В., Мочалов В. А., Полушкин О. А. Вибрации рабочего

места

водителя комбайна СК-4. «Тракторы и сельхозмашины», 1968, № 3.

 

3.

Кер-Вильсон

У. Вибрационная техника. М., Машгиз, 1963.

 

4. Нормативы времени и расценки на ремонт сельскохозяйственной тех­

ники. М'., Россельхозиздат, 1966.

 

 

 

 

 

 

5. Щепетильников В. А. Современное состояние балансировочной техники.

Сб. «Уравновешивание машин и

приборов», М.,

изд-во

«Машиностроение»,

1965.

;

 

 

 

 

 

 

 

6.

Federn К. Aktuelle Crundsatz und Verfahrungsfragen

der

Auswuchttech-

nik

Tagyng Auswuchttechnik des

Koninlijk

van Iugineurs afdeling

voor werkni-

gen

Scheebouw, Haag, November,

1960.

 

 

 

 

К. M. РАГУЛЬСКИС,

P. А. ИОНУШАС,

P. Ю.

БАНСЕВИЧЮС,

M. С.

РОДДОМАНСКАС.

 

 

 

 

 

БАЛАНСИРОВКА И ДИНАМИЧЕСКАЯ ЦЕНТРОВКА СОЕДИНЯЕМЫХ В АГРЕГАТ МАШИН

Обыкновенная динамическая балансировка и известные способы центровки соединяемых в агрегат машин не гаранти­ руют высокого динамического качества работы прецизионных устройств из-за ряда особенностей, присущих точным системам. Динамическая балансировка таких машин является обязатель­ ной, но. недостаточной. Изменение пространственного положе­ ния валов при вращении (из-за всплытия валов на масляной пленке) в больших агрегатах не соизмеримо с допусками на

допустимую расцентровку валов, и в устройствах прецизионно­ го приборостроения оно играет значительную роль.

Неточность изготовления деталей соединения и погрешности базовых поверхностей, а также наличие зазоров в подшипниках снижает точность регулировки соосности валов, так как в пе­

риод регулировки

вал располагается не в рабочем положении.

В крупносерийном

и массовом производстве статическая цен­

тровка трудно применима, так как занимает очень много вре­ мени и требует высококвалифицированного обслуживающего персонала

Наряду с этим, расцентровка валов, вызванная упругими деформациями, инерционными и другими силами, обычными способами проверки соосности не обнаруживается, так как наблюдается лишь в процессе работы агрегата.

В ряде случаев, особенно в условиях точного приборострое­ ния, центровка машин в статике по результатам замеров не соответствует предъявляемым требованиям и возникает необ­ ходимость проводить операцию центровки в условиях, наиболее

отвечающих

условиям работы агрегата. Нами предложен спо­

соб определения

параметров

несоосности

валов,

отвечающий

этим требованиям. Суть способа состоит

в том, что

центрируе­

мый агрегат

(с

предварительно сбалансированными

в

сборе

роторами каждого агрегата в отдельности) помещают

на

упру­

го-подвешенную

платформу,

обладающую

несколькими

степе­

нями свободы, и, используя амплитуды и фазы колебаний платформы при работающем агрегате, определяют параметры

несоосности. В этом отношении предлагаемый способ

центров­

ки валов

машин

агрегата

и способы

динамической

балансиров­

ки машин внешне сходны, так как

используются

аналогичные

критерии

и средства

(амплитуды, фазы,

подвижная платформа

и т. п.).

Но

в

сущности

имеется

принципиальная

разница,

заключающаяся

в

постановке

задачи и в природе

сил воз­

буждения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Поясним сущность способа на примере наиболее

распро­

страненного

в

приборостроении

случая,

когда

оба

агрегата

закреплены неподвижно на общей стойке (рис. 1). Такой схеме соответствует, например, развертывающее устройство скани­ рующей системы, содержащее переменный конденсатор, за­ крепленный на роторе приводимого устройства 2. Динамиче­

ская балансировка

и

статическая

центровка

не

позволяют

обеспечить

высокое

динамическое

качество

работы

системы

(линейность

развертки),

так как возникающие

колебания рото­

ра от несоосности электродвигателя 3 и приводимого устрой­ ства 2 вносят искажения в работу системы.

В общем случае

оси

двух

валов могут

быть

представлены

в виде, приведенном

на

рис.

2. Определим

число

параметров,

необходимых для приведения таких валов в соосное положение. Для этого перемещаем вал 1 на расстояние є до пересечения

122

Смотрите также файлы