Привод состоит из электродвигателя, муфты, одноступенчатого червячного редуктора, цепной передачи и приводного колеса.

Проведя кинематический анализ, установили, что привод содержит три ступени передач:

передача через муфту (служит для передачи мощности от первого (I) вала ко второму (II));

червячная передача (служит для передачи мощности от второго вала (II) к третьему (III)). Состоит из червяка и червячного колеса;

цепная передача, состоящая из ведущей и ведомой звёздочек, гибкой связи (цепи) и передающая мощность от третьего (III) вала к четвёртому (IV).

При передаче мощности имеют место потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место в нашем случае: в муфте, в опорах валов, в червячной и цепной передачах. Ввиду этого, мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем на величину потерь.

Электродвигатели подбирают по номинальной мощности при соблюдении условия:

где Рдв - номинальная мощность выбранного двигателя;

Рном - мощность, потребная для преодоления полезных и вредных сил сопротивления, приведённая к валу двигателя.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

где з0 - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода, учитывающий потери мощности на преодоление сил вредного сопротивления в приводе.

Рвых - мощность на выходном валу привода.

Общий КПД рассчитывается по формуле:

где з1, з2, з3 и т.д. - частные КПД передач и подшипников, входящих в привод.

Мощность на выходном валу привода Рвых рассчитывается:

где Т - момент на выходном валу, Н*м;

n - скорость вращения выходного вала, об/мин. Определяется следующим образом:

где V - скорость тележки, м/час;

D - диаметр приводного колеса, м. (D = 0,22 м).

Определим скорость вращения выходного вала:

n= 8/(3,14*0,22) = 11,58 об/мин.

Мощность на выходном валу привода Рвых :

Рвых = 250*11,58/9550 = 0,3 кВт.

Определим сопротивление движению тележки:

Wпер=Gпор./Dхк (2f4+f3dn)кр=1000/220(2*0,03+0,015*40)*1,5=4,49 кг

где Wпер - сопротивление передвижению тележки;

Gпор - вес тележки;

Dхк - Диаметр ходового колеса;

f4 - коэффициент трения качения;

f3 - коэффициент трения в подшипниках ходовых колёс;

dn - диаметр вала ходового колеса;

кр - коэффициент реборд;

Необходимая мощность /7/:

Рнеоб=WперVк/102*60*0=4,49*8/102*60*0,85=0,06 кВт

Так как выходная мощность больше чем необходимая (Рвых=0,3 кВт > Рнеобх=0,06 кВт) - привод подходит для передвижения данной тележки.

Общий КПД рассчитывается:

где зм = 0,98 - КПД муфты;

зпк = 0,99 - КПД пары подшипников;

зпк = 0,70 - КПД червячной пары;

зпк = 0,92 - КПД цепной передачи.

з0 = 0,98*0,99*0,70*0,99*0,92*0,99 = 0,61.

Тогда требуемая мощность электродвигателя будет равна:

Рпот = 0,3/0,61 = 0,49 кВт.

Ориентировочное передаточное число привода равно:

где U1 = 1 - значение передаточного числа муфты;

U2 = 60 - среднее ориентировочное передаточное число червячной передачи;

U3 = 1,5 - передаточное число цепной передачи.

U = 1*60*1,5 = 90.

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя:

nдв = n*U = 11,58*90 = 1042,2 об/мин.

2.5 Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя осуществляем по требуемой мощности Рпот и по ориентировочной частоте вращения nдв вала электродвигателя. Выбираем электродвигатель 4А71А4У3 (ГОСТ 19523-81). Технические характеристики двигателя представлены в табл.1

Таблица 1 Технические характеристики двигателя 4А71А4У3 (ГОСТ 19523-81

Передаточное число привода определим:

где nдв - действительное число оборотов двигателя;

nвых = 11,58 об/мин - частота вращения выходного вала.

U0 = 1390/11,58 = 120,03.

Определим передаточные числа ступеней передач привода. Передаточное число цепной передачи принимаем U3 = 1,5, а муфты U1 = 1, тогда передаточное число редуктора определится из формулы:

Uр = 120,03/(1*1,5)

Таким образом, окончательно имеем:

U1 = 1 - передаточное число муфты;

U2 = 80,02- передаточное число редуктора;

U3 = 1,5 - передаточное число цепной передачи;

U0 = 120,03 - общее передаточное число.

Частоты вращения валов привода, мощности на валах и моменты представлены в табл. 2.

Таблица 2 Частоты вращения валов привода, мощности и моменты на валах

2.6 Расчёт пневмоприжима для стенда-портала

Осевая сила Q - на штоке пневмоцилиндра двустороннего действия при подаче воздуха со стороны поршня [ ]:

то же со стороны штока:

где D - диаметр пневмоцилиндра (поршня), см;

d - диаметра штока поршня, см;

Pв - давление сжатого воздуха, кгс/см2;

з = 0,85 - КПД, учитывающий потери в пневмоцилиндре.

Расчет ведется в обратном порядке, т.е. определяются диаметры пневмоцилиндра по известному усилию. Сила на штоке пневмоцилиндра должна обеспечивать необходимое усилие прижатия. Данное приспособление должно обеспечивать минимальный зазор между ребром и покрывающим листом - допускаемая саблевидность 1 мм, исходя из этого условия вычислим необходимую силу прижатия:

где f - прогиб, см

P- прилагаемая сила, кгс

Е - модуль упругости, кГ/см2

Jx - момент инерции сечения, см4

Давление сжатого воздуха равно давлению воздуха в пневмосети и равняется

Pв = 4 кгс/см2.

Диаметр пневмоцилиндра равен:

см

Принимаем D = 16 см,d = 4 см.

Тогда усилие пневмоцилиндра при подаче воздуха со стороны поршня:

то же со стороны штока:

Выбираем: Пневмоцилиндр 1511-160х100 ГОСТ 15608-70.

3. Назначение, общее устройство и работа кантователя

Назначение. Кантователь предназначен для сварки узла крепления вант автодорожного моста. Кантователь обеспечивает фиксацию и зажим собираемых узлов, а также их вращение для принятия наиболее удобного и необходимого пространственного положения.

Монтаж. Кантователь должен быть установлен на фундамент и закреплен фундаментными болтами.

Питание электропривода кантователя от электросети напряжением 380В.

Технические характеристики:

Высота кантователя над полом цеха 4200 мм.

Частота вращения стенда 0,5 об/мин.

Диаметр колец 4800 мм.

3.1 Определение опорных реакций на роликоопорах

Для определения необходимых диаметров роликоопор , а так же мощности и электродвигателя , его тип и необходимую передачу вращающих моментов производим нижеприведённый расчёт.

Активная внешняя нагрузка стенда состоит из центральной силы G, равной весу вращаемого изделия, и грузового момента Mкр=G*e. В статическом состоянии стенда при e=0 сила G создает на роликоопорах опорные реакции Q, зависящие от угла б :

Q=G/2cos(б/2) (3.1)

В практике проектирования роликовых стендов часто допускается ошибка, заключающаяся в том, что для определения максимальной нагрузки на роликоопоры Qmax по формуле (2.1) принимается наибольший заданный вес изделия Gmax при максимально допускаемом значении центрального угла бmax.

Рис.1

Это нередко влечет за собой недопустимое чрезмерное завышение расчетной нагрузки на роликоопоры и их валы. Причина такой ошибки в том, что при определении максимального расчетного значения опорной реакции Q упускается из виду следующее обстоятельство. С увеличением диаметра изделия обычно увеличивается его масса, а следовательно, увеличиваются и опорные реакции роликов Q.

Во время вращения изделия на приводных роликах возникает окружное усилие T1. Чтобы оценить влияние этого усилия на опорные реакции роликов Q, приложим к центру вращаемого барабана две равные и прямо противоположные силы T1. Одна из них, в паре с окружным усилием на роликах, образует момент T1R, вращающий барабан вокруг оси. Другую силу раскладываем по направлениям опорных реакций на две составляющие T3 и T4. Следовательно, под действием окружного усилия T1 к основным опорным реакциям роликов Q добавляются силы :

T3 - на ведущие роликопоры и T4- на ведомые, холостые роликоопоры. Аналогичное действие производит сила T2, добавляя к опорным реакциям силы T'3 и T'4. Таким образом, суммарные опорные реакции на приводных и холостых роликоопорах будут соответственно: /6/

Q1=Q+T'3;Q2=Q+T'4. (3.2)

По рис.1 имеем:

T3= -T1/tdб ; T4=T1/sinб ; T'3=T2/sinб ; T'4= -T2/tdб.

Подставив в формулы (3.2) найденные значения Q, T3 и T4, получим следующие выражения для опорных реакций:

; (3.3)

Величина окружного усилия T1 на приводных роликах определится из условия преодоления (уравновешивания), во-первых, грузового момента Mкр=Ge, а во-вторых, сопротивления вращению холостых роликоопор T2.

Условие равновесия моментов относительно оси вращаемого барабана запишется как T1R=Ge+T2R, откуда:

(3.4)

где R-радиус вращаемого барабана;

T2 - сопротивление вращению холостых роликов.

Сопротивление вращению приводных роликов и приводного вала должно быть учтено в дальнейших расчетах, при определении крутящего момента и мощности на приводном валу роликоопор.

Сопротивление вращению холостых роликоопор, приведенное к их окружности, определяется как:

(3.5)

где dр-диаметр оси ролика в подшипниках;

f-коэффициент трения в подшипниках роликоопор (для подшипников качения при конических роликоподшипниках f=0.02);

м-коэффициент трения качения (для стальных роликов м=0.06…0.08 см).

Подставив значение T2 из формулы (3.5) в выражение (3.4) получим :

.

Заменив в этой формуле величину Q2 его значением из формулы (3.3), после некоторых преобразований получим окончательное выражение для величины необходимого окружного усилия T1 на приводных роликоопорах:

(3.6)

Аналогично для холостых роликоопор:

(3.7)

где е=е/R-эксцентриситет, выраженный в долях радиуса барабана (дисбаланс);

Где: dр - диаметр оси ролика в подшипнике ,

f - коэффициент трения в подшипниках роликоопор (для подшипников скольжения f=0,1 , для подшипников качения при конических роликоподшипников f=0,02),

м - коэффициент трения качения (для стальных роликов м=0,06-0,08 см , для обрезиненных м=0,25-0,35 см.)

При вращении сбалансированных барабанов, для которых е=0,формула (3.7) приобретает вид:

(3.8)

Окружные силы T1 и T2, возникающие на стендовых роликах при вращении барабана, увеличивают опорные реакции роликов, если барабан вращается против часовой стрелки по рис.1, так как при этом силы T1 и T2 направлены вниз. Вызванная этими силами добавочная нагрузка на ролики тем больше, чем больше угол б и чем выше коэффициенты трения f и м.

Если же барабан вращается в обратную сторону, то силы T1 и T2 направлены вверх и опорные реакции уменьшаются. Поэтому для определения максимальных расчетных усилий надо выбирать направление вращения приводного вала и положение центра тяжести G так, как показано на рис.1, т.е. с окружными усилиями T1 и T2, направленными вниз.

Подставив найденное значение T1 в формулы (3.3), получим окончательное выражение для опорных реакций роликоопор при их вращении под нагрузкой:

;

, (3.9)

или, при е=0,

(3.10)

Вес конструкции 11500 кг вместе с конструктивными элементами вращателя приблизительно 20 т. Стенд имеет шесть пар роликоопор, поэтому на одну пару роликоопор G=8333 кг. Угол б=90° . Подставив значения в формулу (3.10) получаем Q1=Q2=5892 кг. По получившейся реакции диаметр роликопоры принят равным 522.

3.2 Подбор электродвигателя и редуктора

Определим мощность электродвигателя по формуле:

(4.1)

где F-сила тяги на приводном ролике; F=T1.

V-окружная скорость приводного ролика;

з-КПД привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему:

(4.2)

з=0.75*0.75*0.995=0.53; F=11600 (Н); V=0,1256 (м/с);

P=2,748 (кВт)

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (4.1). Из существующих типов двигателей выбираем электродвигатель АИР180М4 У2, мощность которого N=30 (кВт) и частота вращения n=1500 (об/мин).

Определим частоту вращения ролика по формуле:

(4.3)

где d=522 (мм)-диаметр ролика;

D=4660 (мм) -диаметр оси роликов зацепления вращающих колец

nк=0,5 об/мин - частота вращения стенда

V-окружная скорость приводного ролика.

nр=4,46 (об/мин)

Зная номинальную частоту вращения электродвигателя и частоту вращения ролика определим передаточное отношение привода:

(4.4)

i=750/0,5=1500;

Разобьем общее передаточное отношение на: i1=150 и i2=10.

Учитывая передаточные отношения, выбираем редуктор (2-х ступенчатый червячный) 2РЧ-25/40.

3.3 Подбор подшипника

Из-за малых угловых скоростей и высокой нагрузки, в том числе и осевой, подшипник качения не подходят. Поэтому на оси роликов применим подшипник скольжения, который при правильной конструкции и смазке может нести большие нагрузки. К тому же подшипник скольжения имеет малые радиальные размеры и массу. Несущая способность подшипника пропорциональна квадрату отношения l/d, где l - длина рабочей поверхности подшипника; d - диаметр рабочей поверхности подшипника. Несущая способность подшипников с малым отношением l/d понижена вследствие облегченного вытекания масла с торцов, но в тоже время они менее чувствительны к перекосам.

Чаще всего применяется l/d=0,8...1,2.

Малые отношения l/d применяются для подшипников больших диаметров (d100 мм), отличающихся высокой несущей способностью.

Определим длину необходимого нам подшипника, учитывая, что d=80 мм: l=d0,8=800,8=64 мм.

Валы в подшипниках устанавливаются по пасадкам: ходовой Х, легкоходовой Л, широкоходовой Ш и тепловой ходовой ТХ. В нашем случае можно применить посадку с наибольшим зазором, то есть тепловую ходовую.

В диапазоне d=20...250 мм значение зазора аппроксимируется формулой:

=m=23=205,7 мкм, /7/

где для тепловой ходовой посадки m=23.

При больших нагрузках и малых частотах вращения рекомендуется брать бронзовые подшипники. Алюминиево-железные бронзы типа БрАЖ, имеющие повышенную твердость (НВ 70-100), применяют для изготовления втулок, работающих при высоких нагрузках и малых скоростях в условиях полужидкого и полусухого трения. Выбираем алюминиево-железную бронзу БрАЖ7-1,5-1,5 (1...2% Pb, 6...8% Al, 1...2% Fe, HB 70). Валы, работающие в бронзовых подшипниках высокой твердости, должны иметь твердость HRC 55.

Поверхность оси следует обрабатывать с малой, экономически приемлемой шероховатостью. Целесообразно подвергать поверхность оси сульфидированию или силицированию. В качестве смазочного масла подойдет любое масло с повышенными вязкостью, маслянистостью и высокой адсорбцией к металлическим поверхностям. Для улучшения смачиваемости металла маслом (адсорбции) можно вводить в масло активизирующие присадки (олеиновая и пальмитиновая кислоты). Благоприятно действуют противозадирные присадки (силиконовые жидкости, трифенилфосфат), вводимые в масло. Масло в подшипник вводится в ненагруженную область подшипника, через отверстие на валу. Для этого необходимо снять крышку с вала, и ввести масло масленкой.

3.4 Подбор муфты

Если соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо устанавливать жесткие муфты: фланцевые и втулочные. Для данного кантователя выбираем стандартную фланцевую муфту.

Муфта фланцевая 1600-80-11 ГОСТ 20761-80.

Заключение

В результате выполнения курсового проекта был спроектирован кантователь для сварки узла крепления вант и стенд для сборки вертикалов автодорожного моста. В данной работе был подобран электродвигатель, редуктор, произведены расчеты по определению опорных реакций на роликоопорах, произведен подбор подшипников и муфты.

Литература

1. Акулов А.И., Бельчук Г.А. и Демьянцевич В.П. Технология и оборудование сварки плавлением. Учебник для студентов вузов. М., "Машиностроение", 2010. 432 с. с ил.

2. Дзюбановский К.А. Пневматические приспособления. Л.: Машиностроение, 1969. 214 с.

3. Красовский А. И. Основы проектирования сварочных цехов. - М.: Машгиз, 2014. - 319 с.

4. Сварка в машиностроении: справочник в 4-х т./редкол.: Г.А. Николаев (пред.) и др.-М.: Машиностроение, 1978 - Т.1/Под ред. Н. А. Ольшанского. 1978. 504 с., ил.

5. Сварка в машиностроении: Справочник. В 4-х т./Редкол.: Г.А.Николаев (пред.) и др.-М.: Машиностроение, 1979-Т.4/под ред. Ю.Н. Зорина. 2014. 512 с., ил.

6. Севбо П.И. "Конструирование и расчет механического сварочного оборудования" Киев "Наукова думка" 2008 г.

7. С.А. Чернавский "Курсовое проектирование деталей машин" Москва "Машиностроение" 2008 г.

Размещено на Allbest.ru