Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

Разработка кинематической схемы привода галтовочного барабана 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

1. 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;

2. 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

3. 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 d1 min =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.