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
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
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.