Розробка кінематичної схеми приводу галтувальних барабана
1.1 Вихідні дані
Рис. 1 Привід галтувальних барабана:
1 - двигун; 2 - передача клиновим ременем, 3 - циліндричний редуктор, 4 - пружна втулочно-пальцева муфта, 5 - галтувальних барабан; I, II, III, IV - вали, відповідно, - двигуна, швидкохідний і тихохідний редуктора, робочої машини
Таблиця 1
Окружна сила на барабані F, кН | 1,1 |
Окружна швидкість барабана , М / с | 2,5 |
Діаметр барабана , Мм | 900 |
Допустиме відхилення швидкості барабана ,% | 4 |
Термін служби приводу , Років | 6 |
1.2 Визначимо ресурс приводу
Ресурс приводу
= 365 * 6 * 8 * 2 * 0,85 = 29784 год
де: L h - ресурс приводу;
L r = 6 - термін служби приводу, років;
t c = 8 - тривалість зміни, год;
L c = 2 - число змін;
k = 0,85 - коефіцієнт простою;
Вибір електродвигуна. Кінематичний розрахунок приводу
2.1 Визначимо номінальну потужність і номінальну частоту обертання двигуна, передавальне число приводу і його ступенів
Потужність виконавчого механізму:
= 1100 * 2,5 = 2,75 кВт
де: F - окружна сила на барабані, Н;
V - окружна швидкість барабана, м / с;
Частота обертання виконавчого механізму:
об / хв
де: D - діаметр барабана, мм;
Загальний ККД призводить механізму:
= 0,97 * 0,97 * 0,99 2 * 0,995 = 0,917
де: η - ККД призводить механізму;
η з.п. - ККД пари циліндричних коліс косозубой передачі;
η рем - ККД клиноремінною передачі;
η підшитий - ККД пари підшипників кочення;
η м - ККД пружною втулочно-пальцевої муфти;
Необхідна потужність двигуна:
Вт
За ГОСТ 19523 - 81 по необхідної потужності P = 3 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний серії 4А закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об / хв 4А112МА6У3 з параметрами P дв = 3,0 кВт і ковзанням s = 4,7%.
Номінальна частота обертання:
n ед = n * (1 - s) = 1000 * 0,953 = 953 об / хв
Кутова швидкість обертання валу електродвигуна:
рад / с
Передаточне число приводить механізму:
Т.ч. передавальне число ремінної передачі N р = 4, передавальне число циліндричної косозубой передачі N з.п = 4,48
Обертаючий момент на першому валу:
Н * м
2.2 Розрахуємо і запишемо дані в таблицю.
1 вал - вал електродвигуна
хв -1
рад / с
кВт
Н * м
2 вал - швидкохідний вал редуктора
хв -1
рад / с
кВт
Н * м
3 вал - тихохідний вал редуктора
хв -1
рад / с
кВт
Н * м
4 вал - вал робочого механізму
хв -1
рад / с
кВт
Н * м
Таблиця 2
Номер валу | n, об / хв | ω, с -1 | P, кВт | T * 10 3, 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 |
Розрахунок клиноремінною передачі
За номограмме відповідно до P = 3кВт і n = 953 об / хв вибираємо ремінь перерізу А для якого мінімальний розрахунковий діаметр малого шківа d 1 min = 90 мм. З метою підвищення терміну служби ременя приймемо d 1 = 100 мм
ε = 0,015 - коефіцієнт ковзання;
Приймаються d 2 = 353 мм
Визначимо фактичний передавальне число u ф і перевіримо його відхилення Δ u від заданого u:
Мінімальна міжосьова простір:
де h - висота перерізу ременя
Розрахункова довжина ременя:
За ГОСТ 1284 - 80 приймаємо L р = 1120 мм
Міжосьова відстань по стандартній довжині:
Окружна швидкість ременя:
м / с <[25]
Кількість клинових ременів:
Сила попереднього натягу одного клинового ременя:
Н
Визначимо окружну силу, передану комплектом клинових ременів:
Н
Визначимо силу тиску ременів на вал:
Н
4. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість HB 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - HB 200.
Допустимі контактні напруги:
де: - Межа контактної витривалості;
- Коефіцієнт довговічності;
- Коефіцієнт безпеки;
Для косозубих коліс розрахункове допускається контактна напруга:
для шестерні
МПа
для колеса
МПа
Розрахункова допустима контактна напруга:
МПа
Необхідну умову виконано.
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів:
мм
де: - Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;
- Коефіцієнт ширини вінця;
- Передавальне число редуктора;
;
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185 - 66 мм.
Нормальний модуль зачеплення:
мм;
Приймаємо по ГОСТ 9563 * мм;
Приймемо попередньо кут нахилу зубів і визначимо число зубів шестерні і колеса:
Уточнене значення кута нахилу зубів:
β = 12,83 °.
Основні розміри шестерні і колеса:
діаметри ділильні:
мм;
мм;
Перевірка: мм;
діаметри вершин зубів:
мм;
мм;
ширина колеса: мм;
ширина шестерні: мм;
Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:
Окружна швидкість коліс:
м / с
При такій швидкості для косозубих коліс слід прийняти 8-ю ступінь точності.
Коефіцієнт навантаження:
При , Твердості і симетричному розташуванні коліс щодо опор . При м / с і 8-го ступеня точності . Для косозубих коліс при м / с .
Таким чином,
Перевірка контактних напруг:
МПа <
Сили, що діють в зачепленні:
окружна Н
радіальна Н
осьова Н
Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину:
Коефіцієнт навантаження .
При , Твердості і симетричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор . Для косозубих коліс 8-го ступеня точності, твердості і м / с .
Таким чином, коефіцієнт
- Коефіцієнт, що враховує форму зуба
Для шестерні
Для колеса
При цьому і
Напруга, що допускається при перевірці зубів на витривалість по напруженням вигину:
Для сталі 45 поліпшеної при твердості .
Для шестерні МПа;
Для колеса МПа.
[S F] = [S F] [S F] »- коефіцієнт безпеки
[S F] = 1,75 [S F] «= 1
Отримуємо [S F] = [S F] ̒ [S F] «= 1,75 * 1 = 1,75
Допустимі напруги:
для шестерні МПа
для колеса МПа
Знаходимо відношення :
для шестерні МПа
для колеса МПа
Визначаємо коефіцієнти і :
;
для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-го ступеня точності .
Перевіряємо міцність зуба колеса:
МПа < МПа
Умова міцності виконано.
5. Розрахунок валів редуктора
5.1 Розрахунок швидкохідного валу редуктора
1) 1-й ступінь під шків:
- Діаметр вихідного кінця вала при дозволяється за напрузі МПа:
мм
Приймаються мм.
- Довжина: мм
2) 2-й ступінь під ущільнення кришки з отвором і підшипник:
- Діаметр: мм
- Довжина: мм
3) 3-й ступінь під шестерню:
- Діаметр: мм
Приймаються мм.
- Довжина: виходячи з геометричних уявлень мм
4) 4-й ступінь під підшипник:
- Діаметр: мм
- Довжина: мм
II. Розрахунок тихохідного вала редуктора.
1) 1-й ступінь під пружну втулочно-пальцеву муфту:
- Діаметр вихідного кінця вала при дозволяється за напрузі МПа:
мм
Приймаються мм.
- Довжина: мм
2) 2-й ступінь під ущільнення кришки з отвором і підшипник:
- Діаметр: мм
Приймаються мм
- Довжина: мм
Прінмаем мм
3) 3-й ступінь під зубчасте колесо:
- Діаметр: мм
Приймаються мм.
- Довжина: виходячи з геометричних уявлень приймаємо мм
4) 4-й ступінь під підшипник:
- Діаметр: мм
- Довжина: мм
Попередній вибір підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів.
За ГОСТ 8338-75 приймемо радіальні шарикопідшипники важкої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників мм і мм.
Таблиця 3
Умовне позначення підшипника | d | D | B | r | Вантажопідйомність, кН | |
|
| |||||
408 | 40 | 110 | 27 | 3,0 | 63,7 | 36,5 |
412 | 60 | 150 | 35 | 3,5 | 108,0 | 70,0 |
6. Епюри згинальних моментів
1. Вертикальна площина
а) визначаємо опорні реакції, Н:
; ;
Н
;
Н
Перевірка: ;
б) будуємо епюру згинальних моментів відносно осі X у характерних перерізах 1 ... 4, Н * м:
; ;
;
;
;
2. Горизонтальна площина
а) Визначаємо опорні реакції, Н:
б) будуємо епюру згинальних моментів відносно осі Y у характерних перерізах 1 ... 3, Н * м: ; ;
3. Будуємо епюру крутних моментів, Н * м:
4. Визначаємо сумарні радіальні реакції, Н:
5. Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантажених перетинах, Н * м:
;
6. Розрахункова схема вала.
7. Перевірка довговічності підшипників
Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі. Намічаємо радіальні шарикопідшипники 407: мм; мм; мм; кН; кН.
Ставлення
де: Н - осьове навантаження;
- Коефіцієнт обертання (при обертовому внутрішньому кільці підшипника).
Ставлення ; Цієї величини відповідає
Еквівалентна динамічне навантаження:
Н
де: - Коефіцієнт безпеки для приводів галтувальних барабанів;
- Температурний коефіцієнт.
Динамічна вантажопідйомність:
Н <C r
де: год - необхідна довговічність підшипника;
- Коефіцієнт надійності;
- Коефіцієнт, що враховує вплив якості підшипника і якості його експлуатації.
Довговічність підшипника:
Підшипник придатний.
8. Конструктивні розміри шестерні і колеса
Порівняно невеликі розміри шестерні по відношенню до діаметру валу дозволяють не виділяти маточину.
Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри мм; мм; мм
Колесо
Циліндричне зубчасте колесо коване.
Його розміри мм; мм; мм.
Діаметр ступиці мм;
Довжина ступиці мм
Приймаються мм.
Товщина обода мм
Приймаються мм.
Товщина диска мм
9. Конструктивні розміри корпусу редуктора
Товщина стінок корпусу та кришки:
мм; приймаємо мм;
мм; приймаємо мм;
Товщина фланців поясів корпуса й кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
мм;
мм;
нижнього пояса корпуса
мм; приймаємо мм.
Товщина ребер основи корпусу:
мм;
Приймаються мм
Товщина ребер кришки:
мм;
Приймаються мм
Діаметр болтів:
а) фундаментних мм; приймаємо болти з різьбою М20;
б) що кріплять кришку до корпуса у підшипників мм; приймаємо болти з різьбою М14;
в) з'єднують кришку з корпусом мм; приймаємо болти з різьбою М10.
10. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
Вибираємо шпонку призматичну з округленими торцями по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності:
Допустиме напруження зминання при чавунної маточині МПа
Ведучий вал: мм; мм; мм; мм; довжина шпонки мм
Умова міцності виконано.
11. Уточнений розрахунок валів
Виконуємо розрахунок для імовірно небезпечних перетинів.
Ведучий вал.
Матеріал валу сталь 45, термічна обробка - поліпшення.
При діаметрі заготівлі мм середнє значення МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі згину:
МПа
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:
МПа.
Перетин А-А. Це перетин при передачі обертаючого моменту через шків клинопасової передачі розраховуємо на кручення.
Коефіцієнт запасу міцності:
де амплітуда і середня напруга отнулевого циклу
При мм; мм; мм,
;
МПа
Приймаються , , .
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
де: МПа
МПа
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
Умова виконана.
12. Посадка зубчастого колеса і підшипників
Посадка зубчастого колеса на вал за ГОСТ 25347-82.
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала .
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по .
13. Вибір сорту масла
Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Місткість масляної ванни визначаємо з розрахунку 0,25 дм 3 олії на 1 кВт переданої потужності: дм 3.
При контактних напругах МПа і швидкості м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює м 2 / с. Приймаються масло індустріальне І-30А (за ГОСТ 20799-75 *).
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.
14. Збірка редуктора
Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою.
Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:
на провідний вал насаджують шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 ° С;
в ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують гвинти, що кріплять кришку до корпуса.
Після цього на ведений вал надівають распорное кільце, в підшипникові камери закладають пластичну мастило, ставлять кришки підшипників.
Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають гумові манжети.
Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
Список літератури
1. Ануров В.І. Довідник конструктора - машинобудівника: У 3-х т. Т.1-6-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1982. - 736 с.
2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Навчальний посібник для технічних спеціальностей вузів. - 6-е вид., Ісп. - М.: Вищ. шк., 2000. - 447 с.
3. Чернавський С.А. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник / С.А. Чернавський, К.Н. Боков, І.М. Чернін, Г.М. Іцкович, В.П. Козинцев. - 3-е вид., Стереотипне. Передрук з видання 1987 р. - М.: ТОВ ТІД «Альянс», 2005. - 416 с.
4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник. Вид-е 2 - ті, перераб. і додатк. - Калінінград: Янтар. оповідь, 1999. - 454 с.