Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки (123724)

Посмотреть архив целиком

  • Разработка кинематической схемы привода галтовочного барабана


    1.1 Исходные данные


    Рис. 1 Привод галтовочного барабана:

    1 – двигатель; 2 – передача клиновым ремнем; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая втулочно-пальцевая муфта; 5 – галтовочный барабан; I, II, III, IV – валы, соответственно, – двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины


    Таблица 1

    Окружная сила на барабане F, кН

    1,1

    Окружная скорость барабана , м/с

    2,5

    Диаметр барабана , мм

    900

    Допускаемое отклонение скорости барабана , %

    4

    Срок службы привода , лет

    6


    1.2 Определим ресурс привода


    Ресурс привода


    =365*6*8*2*0,85=29784 ч


    где: Lh – ресурс привода;

    Lr=6 – срок службы привода, лет;

    tc=8 – продолжительность смены, ч;

    Lc=2 – число смен;

    k=0,85 – коэффициент простоя;



    1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода


    2.1 Определим номинальную мощность и номинальную частоту вращения двигателя, передаточное число привода и его ступеней


    Мощность исполнительного механизма:


    =1100*2,5=2,75кВт


    где: F – окружная сила на барабане, Н;

    V – окружная скорость барабана, м/с;

    Частота вращения исполнительного механизма:

    

    об/мин


    где: D – диаметр барабана, мм;

    Общий КПД приводящего механизма:


    =0,97*0,97*0,992*0,995=0,917


    где: η – КПД приводящего механизма;

    ηз.п. – КПД пары цилиндрических колес косозубой передачи;

    ηрем – КПД клиноременной передачи;

    ηподш – КПД пары подшипников качения;

    ηм – КПД упругой втулочно-пальцевой муфты;

    Требуемая мощность двигателя:

    

    Вт


    По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности P=3 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6У3 с параметрами Pдв= 3,0 кВт и скольжением s=4,7%.

    Номинальная частота вращения:

    nэд=n*(1-s)=1000*0,953=953 об/мин

    Угловая скорость вращения вала электродвигателя:


    рад/с


    Передаточное число приводящего механизма:

    


    Т.о. передаточное число ременной передачи Nр=4, передаточное число цилиндрической косозубой передачи Nз.п=4,48

    Вращающий момент на первом валу:


    Н*м


    2.2 Рассчитаем и запишем данные в таблицу.


    1 вал – вал электродвигателя

    мин-1


    рад/с


    кВт


    Н*м


    2 вал – быстроходный вал редуктора


    мин-1

    рад/с

    кВт

    Н*м


    3 вал – тихоходный вал редуктора


    мин-1

    рад/с

    кВт

    Н*м


    4 вал – вал рабочего механизма


    мин-1

    рад/с

    кВт

    Н*м


    Таблица 2

    Номер вала

    n, об/мин

    ω, с-1

    P, кВт

    T*103, Н∙мм

    1 вал

    953

    99.7

    3

    30.09

    2 вал

    256.46

    27.77

    2.88

    103.71

    3 вал

    53.1

    5.55

    2.765

    498.2

    4 вал

    53.1

    5.55

    2.751

    495.67



    1. Расчет клиноременной передачи


    По номограмме в соответствии с P=3кВт и n=953 об/мин выбираем ремень сечения А для которого минимальный расчетный диаметр малого шкива d1min=90 мм. В целях повышения срока службы ремня примем d1=100 мм

    ε=0,015 – коэффициент скольжения;

    Принимаем d2=353 мм

    Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:



    Минимальное межосевое пространство:

    

    


    где h – высота сечения ремня

    Расчетная длина ремня:

    

    


    По ГОСТ 1284 – 80 принимаем Lр=1120 мм

    Межосевое расстояние по стандартной длине:

    

    


    Окружная скорость ремня:


    м/с<[25]


    Количество клиновых ремней:



    Сила предварительного натяжения одного клинового ремня:


    Н


    Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:


    Н


    Определим силу давления ремней на вал:

    

    Н



    4. Расчет зубчатых колес редуктора


    Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

    Допускаемые контактные напряжения:



    где: – предел контактной выносливости;

    коэффициент долговечности;

    коэффициент безопасности;

    Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:



    для шестерни


    МПа


    для колеса


    МПа


    Расчетное допускаемое контактное напряжение:


    МПа


    Требуемое условие выполнено.

    Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:


    мм


    где: – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;


    коэффициент ширины венца;


    передаточное число редуктора;

    ;

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66  мм.

    Нормальный модуль зацепления:

    мм;

    Принимаем по ГОСТ 9563* мм;

    Примем предварительно угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни и колеса:



    Уточненное значение угла наклона зубьев:



    β=12,83°.

    Основные размеры шестерни и колеса:

    диаметры делительные:


    мм;

    мм;


    Проверка: мм;

    диаметры вершин зубьев:


    мм;

    мм;


    ширина колеса: мм;

    ширина шестерни: мм;

    Коэффициент ширины шестерни по диаметру:



    Окружная скорость колес:


    м/с


    При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

    Коэффициент нагрузки:



    При , твердости и симметричном расположении колес относительно опор . При м/с и 8-й степени точности . Для косозубых колес при м/с .

    Таким образом,

    Проверка контактных напряжений:


    МПа<


    Силы, действующие в зацеплении:

    окружная Н

    радиальная Н

    осевая Н

    Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:



    Коэффициент нагрузки .

    При , твердости и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор . Для косозубых колес 8-й степени точности, твердости и м/с .

    Таким образом, коэффициент

    коэффициент, учитывающий форму зуба

    Для шестерни

    Для колеса

    При этом и

    Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:



    Для стали 45 улучшенной при твердости .

    Для шестерни МПа;

    Для колеса МПа.

    [SF]=[SF] [SF]» – коэффициент безопасности

    [SF]=1,75 [SF]«=1

    Получаем [SF]=[SF]̒[SF]«=1,75*1=1,75

    Допускаемые напряжения:

    для шестерни МПа

    для колеса МПа

    Находим отношение :

    для шестерни МПа

    для колеса МПа

    Определяем коэффициенты и :

    ;

    для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности .

    Проверяем прочность зуба колеса:



    МПа< МПа

    Условие прочности выполнено.




    5. Расчет валов редуктора


    5.1 Расчет быстроходного вала редуктора


    1) 1-я ступень под шкив:

    диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа:


    мм


    Принимаем мм.

    длина: мм

    2) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

    диаметр: мм

    длина: мм

    3) 3-я ступень под шестерню:

    диаметр: мм

    Принимаем мм.

    длина: исходя из геометрических представлений мм

    4) 4-я ступень под подшипник:

    диаметр: мм

    длина: мм

    II. Расчет тихоходного вала редуктора.

    1) 1-я ступень под упругую втулочно-пальцевую муфту:

    диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа:


    мм


    Принимаем мм.

    длина: мм

    2) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

    диаметр: мм

    Принимаем мм

    длина: мм

    Принмаем мм

    3) 3-я ступень под зубчатое колесо:

    диаметр: мм

    Принимаем мм.

    длина: исходя из геометрических представлений принимаем мм

    4) 4-я ступень под подшипник:

    диаметр: мм

    длина: мм

    Предварительный выбор подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов.

    По ГОСТ 8338–75 примем радиальные шарикоподшипники тяжелой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников мм и мм.


    Таблица 3

    Условное обозначение подшипника

    d

    D

    B

    r

    Грузоподъемность, кН

    408

    40

    110

    27

    3,0

    63,7

    36,5

    412

    60

    150

    35

    3,5

    108,0

    70,0


    6. Эпюры изгибающих моментов


    1. Вертикальная плоскость

    а) определяем опорные реакции, Н:


    ; ;

    Н

    ;

    Н


    Проверка: ;

    б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4, Н*м:


    ; ;

    ;

    ;

    ;


    2. Горизонтальная плоскость

    а) Определяем опорные реакции, Н:

    б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, Н*м: ; ;

    3. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:



    4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:



    5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:


    ;


    6. Расчетная схема ведущего вала.




    7. Проверка долговечности подшипников


    Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шарикоподшипники 407: мм; мм; мм; кН; кН.


    Отношение


    где: Н – осевая нагрузка;

    коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце подшипника).

    Отношение ; этой величине соответствует

    Эквивалентная динамическая нагрузка:


    Н


    где: – коэффициент безопасности для приводов галтовочных барабанов;

    температурный коэффициент.

    Динамическая грузоподъемность:


    Н<Cr


    где: ч – требуемая долговечность подшипника;

    коэффициент надежности;

    коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

    Долговечность подшипника:



    Подшипник пригоден.




    8. Конструктивные размеры шестерни и колеса


    Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

    Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры мм; мм; мм

    Колесо

    Цилиндрическое зубчатое колесо кованное.

    Его размеры мм; мм; мм.

    Диаметр ступицы мм;

    Длина ступицы мм

    Принимаем мм.

    Толщина обода мм

    Принимаем мм.

    Толщина диска мм




    9. Конструктивные размеры корпуса редуктора


    Толщина стенок корпуса и крышки:

    мм; принимаем мм;

    мм; принимаем мм;

    Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

    верхнего пояса корпуса и пояса крышки

    мм;

    мм;

    нижнего пояса корпуса

    мм; принимаем мм.

    Толщина ребер основания корпуса:

    мм;

    Принимаем мм

    Толщина ребер крышки:

    мм;

    Принимаем мм

    Диаметр болтов:

    а) фундаментных мм; принимаем болты с резьбой М20;

    б) крепящих крышку к корпусу у подшипников мм; принимаем болты с резьбой М14;

    в) соединяющих крышку с корпусом мм; принимаем болты с резьбой М10.




    10. Проверка прочности шпоночных соединений


    Выбираем шпонку призматическую со скругленными торцами по ГОСТ 23360–78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

    Напряжение смятия и условие прочности:



    Допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице МПа

    Ведущий вал: мм; мм; мм; мм; длина шпонки мм

    Условие прочности выполнено.




    11. Уточненный расчет валов


    Производим расчет для предположительно опасных сечений.

    Ведущий вал.

    Материал вала сталь 45, термическая обработка – улучшение.

    При диаметре заготовки мм среднее значение МПа.

    Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

    МПа

    Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

    МПа.

    Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента через шкив клиноременной передачи рассчитываем на кручение.

    Коэффициент запаса прочности:



    где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла



    При мм;мм;мм,


    ;

    МПа


    Принимаем , , .



    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



    где: МПа


    МПа


    Результирующий коэффициент запаса прочности:



    Условие выполнено.




    12. Посадка зубчатого колеса и подшипников


    Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347–82.

    Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала .

    Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по .




    13. Выбор сорта масла


    Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: дм3.

    При контактных напряженияхМПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799–75*).

    Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.




    14. Сборка редуктора


    Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

    Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

    на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100 °С;

    в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

    Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.

    После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников.

    Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжеты.

    Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

    Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

    Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



    Список литературы


    1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1–6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. – 736 с.

    2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447 с.

    3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. – 416 с.

    4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2 – е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999. – 454 с.


  • Случайные файлы

    Файл
    177765.rtf
    153199.rtf
    15920-1.rtf
    151097.rtf
    21712-1.rtf




    Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
    Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
    Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.