Реферат: Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

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;

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

--PAGE_BREAK--

/>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

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;

    продолжение
--PAGE_BREAK--

/> – 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

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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

/>; />

    продолжение
--PAGE_BREAK--

/>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.

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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 напряжениях/>МПа 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.