Привод калибрующих роликов правильной машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

правильная машина зубчатое колесо

На проектирование привода калибрующих роликов правильной машины.

Схема правильной машины: 1 - правильные ролики; 2 - приводные калибрующие ролики; 3 - стальная лента

Таблица 1

Исходные данные	Размерность	Вариант № 9
Усилие тяги, Q	кН	4
Скорость протягивания ленты, V	м/с	0.7
Диаметр ролика, dр	мм	200
Срок службы машины, L	Год	1
Коэффициент годового использования, Kr	-	0.9
Коэффициент суточного использования, Кc	-	0.5

Особые условия работы привода:

1. Привод работает в помещении (tокр=20)

2. Выходные валы привода расположены горизонтально.

Привод должен содержать:

1) Электродвигатель; 2) Двухступенчатый зубчатый редуктор; 3) Открытую передачу; 4) Основание.

График загрузки питателя:

T - номинальный крутящий момент;

Тп - пусковой момент;

3. t - время эксплуатации привода.

Введение

Правильная машина - применяется для правки металлических изделий. Существует несколько типов правильных машин. Роликовые имеют 2 ряда роликов расположенных параллельно в шахматном порядке. Эти правильные машины получили наибольшее распространение для правки как листов, так и сортового проката. Роторные правильные машины применяют для правки с высокой точностью и для устранения овальности в поперечном сечении трубы, если она при этом не может вращаться вокруг своей оси. Косоволновые (для правки профилей круглого сечения и труб имеют одну или несколько обойм , состоящих из 2 или 3 валков. Применение трехвалковых обойм позволяет подвергать правке тонкостенные трубы и обеспечивает высокое качество поверхности. Раскруточные машины служат для устранения скручивания некруглых труб. При постоянном сечении по длине одновременно производят продольную правку растяжением.

Правильные машины в этом случае называются раскруточно-растяжными. Для правки тонких листов и полос применяются растяжные правильные машины.

1. Разработка и выбор кинематической схемы

Рис.1 (Червячная передача)

Рис.2 (Коническая передача)

Рис. 3 (Цилиндрическая передача)

2. Расчет кинематической схемы

Найдем частоту вращения исполнительного органа (d =200 мм)

Найдем требуемую мощность двигателя:

Выберем электродвигатели с частотами вращения: 3000, 1000 и 750 об/мин.

Общее передаточное отношение привода находится из соотношений:

Зная передаточное отношение редуктора и используя предпочтительный ряд передаточных отношений для передач (ГОСТ 2144-76), подберем привод:

,

Общее, расчетное передаточное отношение находится из произведения передаточных отношений ременной, червячной и цилиндрической прямозубой передач:

Определим скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

.

, условие точности выполняется т.к. .

КПД привода можно определить по формуле:

,

Где КПД ременной, червячной, цилиндрической прямозубой передачи и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий требованиям: 4А80В2 мощностью 2,2 кВт.

Выбираем первую схему (рис. 1).

В этой схеме используется электродвигатель со скоростью вращения

n = 3000 об/мин, который имеет относительно малые габаритные размеры.

КПД данной схемы наибольший и составляет 83,9%.

При расчете частот вращения ошибка не превышает 0,64%.

Ременная передача обеспечивает бесшумность работы, и самопредохранение от перегрузок, проскальзывания ремня (например, при заклинивании привода).

В этом варианте получается наиболее компактная схема редуктора. Использование конической передачи приведет к увеличениям габаритов редуктора. Использование прямозубой цилиндрической передачи не выгодно с конструкторской точки зрения.

3. Кинематический расчет

Скорости на валах:

Скорость первого вала (вала двигателя):

.

Скорость вращения второго вала:

.

Скорость вращения третьего вала:

.

Скорость вращения четвертого вала (скорость вращения вала исполнительного органа):

Момент на первом валу (вал электродвигателя):

, где

- мощность двигателя;

(n - частота вращения двигателя).

Момент на втором валу:

Момент на третьем валу:

Момент на четвертом валу:

4. Расчет зубчатых колес редуктора

4.1 Выбор материала для зубчатых колес

Червячная передача:

Червячные колеса изготовляют преимущественно из бронзы (БрОФ 10-1, БрОНФ, БрАЖ9-4), реже из латуни или чугуна.

Оловянные бронзы типа ОФ 10-1, ОНФ и другие считаются лучшим материалом для червячных колес, но они очень дорогие. Их применяют при сравнительно больших скоростях скольжения: Vск = 5-25 м/с.

Безоловянистые бронзы, например алюминиево-железистые типа АЖ9-4 и другие, обладают повышенными механическими характеристиками, но имеют пониженные противозадирные свойства. Их применяют в паре со шлифованными и полированными червяками для передач, работающих при низких скоростях скольжения (Vск < 5 м/с).

Скорость скольжения на первой стадии проектирования находят по приближенной зависимости:

;

м/с

Скорость скольжения меньше 5 м/с, следовательно выбираем безоловянистую бронзу БрАЖ9-4.

Цилиндрическая передача:

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую сталь 40

4.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [H]

Червячная передача:

Допускаемые контактные напряжения для бронзы БрАЖ9-4 при шлифованном и полированном червяке с твердостью HRC>45 определим по формуле:

;

МПа;

Причем не должно превышать , для бронзы БрАЖ9-4

МПа, МПа.

Условие выполняется.

Цилиндрическая передача:

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

Для улучшения предел контактной прочности

Нlimb = 2HB + 70,

где H lim b-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений NHO (NHO- базовое число циклов); коэффициент безопасности,

Sн = 1,1, KHL- коэффициент долговечности.

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВш = 180,

для колеса термообработка - улучшение, твердость НВк = 160.

уHlimbш = 2·НВш + 70 = 2·280 + 70 = 430 МПа;

уHlimbк = 2·НВк + 70 = 2·250 + 70 = 390 МПа.

Коэффициент долговечности:

,

где NНО - базовое число циклов, которое определяется из и равно для шестерни NНОш = 10·106 , для колеса NНОк = 10·106; NHE - эквивалентное число циклов.

,

где с = 1 - число зацеплений;

n = n3 = мин-1 скорость вращения (для шестерни);

n = n4 = мин-1 скорость вращения (для колеса);

t = 365LKг24Kc = 36510,9240,5 = 3942 ч,

L = 1 - количество лет, которые работает установка,

Кг = 0,9, Кс = 0,5 - коэффициенты годового и суточного использования соответственно;

Для шестерни:

.

Для колеса:

.

4.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [F]

Червячная передача:

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев бронзовых червячных колес при нереверсивной нагрузке:

;

Эквивалентное число циклов нагружения NFE = NHE . Если NFE<105, то принимают NFE=105; при NFE>25·107 принимают NFE = 25·107 .

где с = 1 - число зацеплений;

n = n2 = 1425 мин-1 скорость вращения ;

t = 365LKг24Kc = 36510,9240,5= 3942 ч,

L = 1 - количество лет, которые работает установка,

Кг =0,9, Кс = 0,5 - коэффициенты годового и суточного использования соответственно;

МПа

Цилиндрическая передача:

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

где KFC = 1 - коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки;

YR = 1,2 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

SF = 1,75 - коэффициент безопасности.

уFO - предел выносливости зубьев при изгибе.

Предел выносливости зубьев при изгибе:

уFoш = 1,8·НВш = 1,8·180 = 324 Мпа;

уFoк = 1,8·НВк = 1,8·160 = 288 МПа.

Эквивалентное число циклов принимаем: NFEш= NHЕш = NFEк= NHЕк = 3,455106.

Базовое число (для всех сталей): NFО = 4·106.

Для шестерни:

Определим коэффициент долговечности

Для колеса:

4.4 Расчет геометрических параметров передачи

Цилиндрическая передача:

Межосевое расстояние известно из условия проектирования:

мм,

ba = 0,25 - коэффициент ширины венца.

Ширина венца колеса:

.

Модуль зубьев:

,

где коэффициент модуля зубьев.

. принимаем m = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев:

.

Число зубьев шестерни:

,

тогда число зубьев колеса

Действительное передаточное отношение:

.

Определение ошибки по передаточному отношению:

.

Делительные диаметры:

.

Диаметры вершин:

.

Диаметры впадин:

.

Ширина шестерни: .

Проверка на контактную выносливость:

,

где КНV = 1,05 - коэффициент динамической нагрузки [1, табл.8.3], (расчет ведется по колесу), КН = 1,05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии [1, рис.8.15];

- условие выполняется, т.к.

Проверка на изгиб:

,

где mзац = - модуль зацепления,

;

YF = 3,72 - коэффициент учитывающий форму зуба;

KF = 1,05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KFV = 1,14 - коэффициент динамической нагрузки.



- условие выполняется, т.к.

Кинематическая схема цилиндрической передачи представлена на (рис. 4).

Рис.4. Кинематическая схема цилиндрической передачи

Червячная передача:

Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного отношения, при Uчер =26, принимаем z1=2.

Число зубьев червячного колеса :

По ГОСТ 2144-76 принимаем стандартные значения q=10.

Межосевое расстояние найдем из формулы:

где Т3=309,818- момент на червячном колесе;

Епр=2Е1Е2/(Е1+Е2) - приведенный модуль упругости, Е1 = 2,1·105 МПа (для червяка), Е2 = 0,9·105 (для червячного колеса).

мм.

Принимаем из 2-го ряда

Модуль: мм.

По ГОСТ 2144-76 принимаем стандартные значения m=5 и q=10.

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка мм.

Диаметр вершин витков червяка мм.

Диаметр впадин витков мм.

Длина нарезной части шлифованного червяка: (для m<10 мм. увеличивают на 25 мм. Это связанно с искажением профиля на входе и на выходе инструмента.)

мм,

принимаем b1=71 мм.

Делительный угол подъема:

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

мм.Диаметр вершин зубьев червячного колеса

мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

Ширина венца червячного колеса мм.

Проверяем контактное напряжение:

;

где Т3 =309,818 - момент на третьем валу;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки, где коэффициент деформации червяка при q=10 и z1=2 равен и=86. Примем вспомогательный коэффициент х=0,6 (незначительные колебательные нагрузки).

- коэффициент динамичности.

МПа

- условие выполняется, т.к.

Проверка на изгиб:

,

где YF = 2,17 - коэффициент учитывающий форму зуба;

МПа

- условие выполняется, т.к.

5. Проектный расчет валов

Быстроходный вал:

- расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение,

Т - момент на валу;

n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

ф-1= 0,43·уb = 258 МПа - предел выносливости;

уb=600 МПа - предел прочности для стали 45.

Витки червяка выполнены заодно с валом.

,

принимаем ; диаметр под подшипник . Параметры нарезной части: мм; мм; мм. Длина нарезной части

Рис.5. Быстроходный вал.

Промежуточный вал:

- расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение,

Т - момент на валу;

n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

ф-1= 0,43·уb = 268,875 МПа - предел выносливости;

уb=625 МПа - предел прочности для стали 50.

, принимаем ; диаметр

под подшипник ; диаметр буртика .

Рис.6. Промежуточный вал.

Тихоходный вал:

,

принимаем ; диаметр под подшипник ; диаметр под колесо ; диаметр буртика .

Рис.7. Тихоходный вал.

Размещено на Allbest.ru

...