Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКИ

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА КАЛИБРУЮЩИХ РОЛИКОВ ПРАВИЛЬНОЙ МАШИНЫ

Новосибирск

2002

Оглавление

Техническое задание

Введение

1. Расчет кинематических схем

2. Выбор кинематической схемы

3. Кинематический расчет

4. Расчет зубчатых колес редуктора

4.1 Выбор материала для зубчатых колес

4.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [_H]

4.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [_F]

4.4 Расчет геометрических параметров передачи

5. Проектный расчет валов

Список литературы

Техническое задание

Проектирование привода калибрующих роликов правильной машины.

Правильные ролики

Приводные калибрующие ролики

Стальная лента

Исходные данные:

1	Усилие тяги, F	H	3000
2	Скорость протягивания ленты, V	м/с	0,6
3	Срок службы машины, L	лет	0,5
4	Коэффициент годового использования, Кг	-	1
5	Коэффициент суточного использования, Кс	-	0,6

Особые условия работы питателя:

1. Привод работает в помещении (t_окр = 20С).

2. Выходные валы привода расположены вертикально.

График загрузки питателя:

Привод должен содержать:

1. Электродвигатель.

2. Двухступенчатый зубчатый редуктор.

3. Открытую передачу.

4. Раму.

Введение

Правильная машина применяется для правки металлических изделий. Существует несколько типов правильных машин. Роликовые, правильные машины, имеют 2 ряда роликов расположенных параллельно в шахматном порядке. Эти правильные машины получили наибольшее распространение для правки как листов, так и сортового проката. Косовалковые, правильные машины, имеют одну или несколько обойм, состоящих из 2 или 3 валков. Применение трех валковых обойм позволяет подвергать правке тонкостенные трубы и обеспечивает высокое качество поверхности. Роторные, правильные машины, применяют для устранения овальности в поперечном сечении трубы. 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 кинематических схем

Найдем частоту вращения исполнительного органа (d =200 мм)

Найдем требуемую мощность двигателя:

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

Общее передаточное отношение привода находится из соотношений:

Выберем наиболее оптимальную из трех схем редукторов.

Схема 1.

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.

Схема 2.

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, конической прямозубой и цилиндрической прямозубой передач:

Определим скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

, условие точности не выполняется т.к. .

КПД привода можно определить по формуле:

где КПД ременной, конической прямозубой, цилиндрической прямозубой передачи и трех пар подшипников соответственно. кинематический материал правильная машина

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий требованиям: 4А100L6 мощностью 2,2 кВт.

Схема 3.

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 и двух цилиндрических прямозубых 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, цилиндрической прямозубой передачи и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий требованиям: 4А112МА8 мощностью 2,2 кВт.

3. Выбор кинематической схемы

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.

4. Кинематический расчет

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:

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):

5. Расчет зубчатых колес редуктора

5.1 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:

V_ск = 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 (V_ск < 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

5.2 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 N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,1, K_HL- коэффициент долговечности.

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВ_ш = 180,

для колеса термообработка - улучшение, твердость НВ_к = 160.

у_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·280 + 70 = 430 МПа;

у_Hlimbк = 2·НВ_к + 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 = 57,692 мин^-1 скорость вращения (для шестерни);

n = n₄ = 57,692 мин^-1 скорость вращения (для колеса);

t = 365LK_г24K_c = 3650,51240,6 = 2628 ч,

L = 0,5 - количество лет, которые работает установка,

К_г = 1, К_с = 0,6 - коэффициенты годового и суточного использования соответственно;

Для шестерни:

.

Для колеса:

.

5.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [_F]

Червячная передача:

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

;

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

где с = 1 - число зацеплений;

n = n₂ = 1500 мин^-1 скорость вращения ;

t = 365LK_г24K_c = 3650,51240,6 = 2628 ч,

L = 0,5 - количество лет, которые работает установка,

К_г = 1, К_с = 0,6 - коэффициенты годового и суточного использования соответственно;

МПа

Цилиндрическая передача:

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

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

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

S_F = 1,75 - коэффициент безопасности.

уFO - предел выносливости зубьев при изгибе.

Предел выносливости зубьев при изгибе:

у_Foш = 1,8·НВ_ш = 1,8·180 = 324 Мпа;

у_Foк = 1,8·НВ_к = 1,8·160 = 288 МПа.

Эквивалентное число циклов принимаем: N_FEш= N_HЕш = N_FEк= N_HЕк = 2,30310⁶.

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

Для шестерни:

Определим коэффициент долговечности

Для колеса:

5.4 Расчет геометрических параметров передачи

Цилиндрическая передача:

Межосевое расстояние известно из условия проектирования:

мм,

_ba = 0,25 - коэффициент ширины венца [1, табл.8.4].

Ширина венца колеса:

.

Модуль зубьев: , где коэффициент модуля зубьев [1,табл.8.5].

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

- условие выполняется, т.к.

Проверка на изгиб:

,

m_зац = - модуль зацепления, ;

Y_F = 3,72 - коэффициент учитывающий форму зуба [1, рис.8.20];

K_F = 1,05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии [1, рис.8.15];

K_FV = 1,14 - коэффициент динамической нагрузки [1, табл.8.3].

- 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 U_чер =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;

Е_пр=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 Y_F = 2,17 - коэффициент учитывающий форму зуба;

Мпа

- условие выполняется, т.к.

6. 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·у_b = 258 МПа - предел выносливости;

у_b=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 b₁=71 мм.

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·у_b = 268,875 МПа - предел выносливости;

у_b=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

Список литературы

1. Дмитриев В.А. Детали машин: Учебник для студентов высш. учеб. заведений. - Л.: Судостроение, 1970. - 791 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учеб. заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк.,1991. - 383 с.

3. Чешев В.Ф. Выбор материала и определение допускаемых напряжений при проектировании редукторов: Учебное пособие. - Новосибирск: НГТУ, 2000. - 35 с.

Размещено на Allbest.ru

...