Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки 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 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 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.