Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

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

1.2 Определим ресурс привода

Ресурс привода

=365*6*8*2*0,85=29 784 ч где: L_h — ресурс привода;

L_r=6 — срок службы привода, лет;

t_c=8 — продолжительность смены, ч;

L_c=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:? — КПД приводящего механизма;

?_з.п. — КПД пары цилиндрических колес косозубой передачи;

?_рем — КПД клиноременной передачи;

?_подш — КПД пары подшипников качения;

?_м — КПД упругой втулочно-пальцевой муфты;

Требуемая мощность двигателя:

???

Вт

По ГОСТ 19 523– — 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 P_дв= 3,0 кВт и скольжением s=4,7%.

Номинальная частота вращения:

n_эд=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 N_р=4, передаточное число цилиндрической косозубой передачи N_з.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

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 d_1min=90 мм. В целях повышения срока службы ремня примем d₁=100 мм

?=0,015 — коэффициент скольжения;

Принимаем d₂=353 мм Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение? u от заданного u:

Минимальное межосевое пространство:

???

??

где h — высота сечения ремня Расчетная длина ремня:

???

??

По ГОСТ 1284– — 80 принимаем L_р=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:

?=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.

[S_F]=[S_F] [S_F]" - коэффициент безопасности

[S_F]=1,75 [S_F]"=1

Получаем [S_F]=[S_F]?[S_F]"=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

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:???

?Нr

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 23 360–78. 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 25 347–82.

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 20 799–75*).

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.

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.