Особенности балансировки жестких роторов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Актуальные проблемы авиации и космонавтики. Технические науки

ния и тщательный анализ условий работы дезинтегратора показали, что для нормального его функционирования в течение продолжительного времени необходимо обеспечение высокой износостойкости его основного органа - колес зубчатого зацепления.

Применение зубчатых колес с выпукло-вогнутой боковой поверхностью позволяет увеличить продолжительность работы измеличителя до достижения предельного износа практически в два раза. Достижение предельно допустимой величины износа происходит за 300-350 часов работы измельчителя. В выпукло-вогнутом зацеплении площадь контакта зубьев больше, чем в прямозубом торцовом зацеплении, поэтому удельные давления уменьшаются, что естественно ведет к снижению интенсивности изнашивания зубьев зубчатых колес. Одновременно с этим за счет большей площади контакта зубьев измельчаемый материал более длительное время находится в зоне измельчения под действием сдвиговых и линейных растягивающих деформаций. Сдвиговые деформации

способствуют развитию плоскостей скольжения при пластических деформациях и возникновению микротрещин на границах зерен. Растягивающие деформации раскрывают микротрещины и приводят к разрушению частиц материала на более мелкие составляющие. С этой точки зрения и основываясь на результатах расчета можно сделать вывод о необходимости уменьшения коэффициента трения между зубьями дезинтегратора и измельчаемым материалом.

Уменьшить коэффициент трения можно повышением твердости поверхностей зубьев зубчатых колес, что равнозначно повышению их износостойкости. Это достигается различными способами: термической обработкой, нанесением на поверхность зуба износостойкого покрытия, применением износостойких материалов для изготовления зубчатых колес и т. д. Выбор способа повышения износостойкости является задачей дальнейших исследований.

© Козлов Е. К., Тарасов Г. Ф., 2011

УДК 621.6.09: 534.01

И. К. Корнилов, К. И. Лалетин, С. В. Беседин Научный руководитель - Ю. А. Филиппов Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М. Ф. Решетнева, Красноярск

ОСОБЕННОСТИ БАЛАНСИРОВКИ ЖЕСТКИХ РОТОРОВ

Определены значения допустимых дисбалансов для жёсткого ротора, установленного в подшипники качения.

В производстве изделий АКТ используются различные механизмы, содержащие тела вращения. Нами рассмотрен типовой ротор изделия с массой трот = = 3,243 кг (3243 г), максимальной эксплуатационной частотой вращения пэ макс = 3320 мин-1 установленный на подшипниках качения № 214 ГОСТ 8338-75 в опоре А и № 314 ГОСТ 8328-75 в опоре В. Оба подшипника 6 кл точности по ГОСТ 520-2002 устанавливаются на цапфы ротора по посадке Ь6/И6. Эксплуатационные дисбалансы на заданный технический ресурс в 10 000 ч приняты 20 % от табличного допустимого удельного дисбаланса. Расстояние от опоры А до центра масс ЬА = 217 мм, до плоскостей коррекции и плоскостей измерения 1 и 2 ¡х = = 112 мм, 12 = /п = = 392 мм. Класс точности балансировки ротора в2,5.

1. По чертежу ротора при пэ макс = 3320 мин по верхней границе для класса точности балансировки в2,5 по ГОСТ ИСО 1940-1-2007 [3] находим табличный допустимый удельный дисбаланс ротора

ест. доп. табл = 8 мкм = 0,008 мм.

2. Балансировку ротора проводим на балансировочном станке модели 9714 на цапфах ротора без собственных подшипников. Для этого случая применима формула [1]

П = т е - О — О

ст. доп. верх рот ст. табл ст.т ст.э *

(1)

где Ост. т - значение главного вектора технологических дисбалансов изделия, ротор которого балансировался не в сборе; Ост. э - значение главного вектора эксплуатационных дисбалансов изделия.

Определим слагаемые правой части.

трот ест.табл = 3 243 • 0,008 = 25,94 г • мм;

О = т е = т

ст. т рот под рот

• 0,5 (81 +52) =

Динамическая модель ротора

= 3 243• 0,5 (0,02 + 0,025) = 72,97г• мм,

где епод - наибольшее возможное смещение центра масс ротора от посадки подшипников, когда оба подшипника работают по первому режиму, т. е. местным нагружением; 81 = 20 мкм = 0,02 мм - поле допуска 0 70 отверстий подшипников по ГОСТ 520-2002, оно одинаково для монтируемых на ротор подшипников;

Секция « Технология производства ракетно-космической техники»

52 = 25 мкм = 0,025 мм - радиальное биение беговой дорожки внутренних колец подшипников.

Определяем значение главного вектора эксплуатационных дисбалансов изделия

"ст.э = ^рот ест.доп. табл • 0,2 = 3 243 • 0,08 • 0,2 = 5,19 г • мм.

Следовательно аст.доп. верх = 25,94 - 72,97 - 5,19 < 0 .

Очевидно, что выполнить балансировку ротора в собственных цапфах полностью нельзя.

3. При балансировке ротора на собственных подшипниках следует пользоваться формулой [2]

а = m e _а

ст.доп. верх рот ст. доп. табл ст.э •

(2)

Если пренебречь массой внутренних колец подшипников, которые прибавятся к массе ротора, и воспользоваться значениями, полученными в расчете, тогда

Ат.доп.верх = 25,94 _ 5,19 = 20,75 г • мм.

4. По формулам находим верхнее и нижнее значения допустимых дисбалансов в плоскостях коррекции 1 и 2:

доп. верхн "ст. доп. верхн

12 ьл

12 11

392_217

= 20,75--= 12,97 г • мм;

392-112

Аналогично определяем

а

2 доп.верхн

= 7,78 г • мм; Ц

доп. нижн

= 3,24 г • мм;

а2 доп. нижн = 1,95 г • мм.

5. Верхние значения допустимых дисбалансов в плоскостях измерения:

= А,

12 11 1П Ьл

1 1л 1тт 1т

= 12,97-1 = 12,97 г• мм; Аналогично вычисляем

а

е

рот ст. доп. табл

ст.доп. нижн

2,5

_ =

25,94 2,5

_ 5,19 = 5,19 г • мм.

" доп. верхн = 7,78 г • мм.

Рассмотренную методику расчета целесообразно использовать для подготовки технологической карты балансировки жесткого ротора в станках дорезонанс-ного и резонансного типов.

Техническая характеристика станка 9714

Модель Масса балансируемого ротора, кг Диаметр балансируемого ротора, мм Диаметр цапф ротора, мм Расстояние между опорами, мм Диапазон частот вращения, с-1 Мощность привода, кВт

9714 0,3-30 500 65 50-700 8-33 0,80

Библиографические ссылки

1. Левит М. Е., Рыженков В. М. Балансировка деталей и узлов. М. : Машиностроение, 1986.

2. Испытательная техника : справ. В 2-х кн. / под ред. В. В. Клюева. М. : Машиностроение, 1982. Кн. 1.

3. ГОСТИСО 1940-1-2007. Вибрация. Требования к качеству балансировки жестких роторов.

© Корнилов И. К., Лалетин К. И., Беседин С. В.,

Филиппов Ю. А., 2011

УДК 621.9.06.001

Г. В. Кочкина, В. В. Зверинцев, Е. Н. Колмагоров Научный руководитель - Л. В. Зверинцева Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф. Решетнева, Красноярск

ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА ПРОТЯГИВАНИЯ ДЕТАЛИ

Проведен анализ дефектов протягивания детали на предприятии, намечены направления дальнейшего исследования.

При нарезании эвольвентных шлицев в детали, изготовленной из жаропрочного сплава, зубья протяжки срезаны на шести рядах, седьмой ряд зубьев выломан (рис. 1). Другой дефект - заклинивание протяжек на образцах детали.

Для выявления причины произошедшего на предприятии были проведены: измерения размеров, металлографический анализ, исследование микрострук-

туры, контроль твердости, химического состава материала протяжки и обрабатываемого материала.

Внешний осмотр поверхности режущих зубьев протяжки проведен под микроскопом МБС-10 при увеличении 16 крат на четырех фрагментах, явных дефектов не обнаружено.

На двух фрагментах проведен контроль на наличие прожогов методом травления. Прожогов не обнаружено.