Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Анализ методов изготовления заготовок на гибочных станках

2. Особенности производства гнутых профилей

3. Разработка привода роликогибочного станка

3.1 Исходные данные для проектирования

3.2 Срок службы механизма

3.3 Энерго-кинематический расчет привода

3.3.1 Требуемая мощность привода

3.3.2 КПД механизма

3.3.3 Выбор электродвигателя

3.3.4 Определение частоты вращения выходного вала

3.3.5 Определение требуемого передаточного числа привода

3.3.6 Разбивка передаточного числа привода по ступеням

3.3.7 Определение силовых и кинематических параметров

3.4 Выбор червячного редуктора

3.5 Расчет клиноременной передачи

3.5.1 Проектный расчет

3.5.1.1 Выбираем тип ремня

3.5.1.2 Определяем диаметр ведущего шкива

3.5.1.3 Определяем диаметр ведомого шкива

3.5.1.4 Определяем фактическое передаточное число

3.5.1.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние

3.5.1.6 Определяем расчетную длину ремня

3.5.1.7 Уточняем значение межосевого расстояния

3.5.1.8 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

3.5.1.9 Определяем скорость ремня

3.5.1.10 Проверка ремня на долговечность

3.5.1.11 Определяем мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

3.5.1.12 Определяем требуемое количество ремней

3.5.1.13 Определяем силу предварительного натяжения

3.5.1.14 Определение нагрузки от ременной передачи на быстроходный вал редуктора

3.5.1.15 Проверочный расчет клиноременной передачи

3.5.1.16 Определение напряжения от центробежных сил

3.5.1.17 Определение напряжения изгиба

3.5.1.18 Определение напряжения растяжения

3.5.1.19 Определение максимального напряжения в сечении ведущей ветви

3.6 Расчет 1-й открытой зубчатой передачи

3.6.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

3.6.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала

3.6.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.6.2 Расчет зубчатой передачи

3.6.2.1 Определение минимально допустимого модуля

3.6.2.2 Определение количества зубьев колеса

3.6.2.3 Определение делительных диаметров

3.6.2.4 Определение диаметров вершин зубьев

3.6.2.5 Определение диаметров впадин зубьев

3.6.2.6 Определение межосевого расстояния

3.6.2.7 Определение окружной скорости колеса и степени точности передачи

3.6.2.8 Определяем окружную силу в зацеплении

3.6.2.9 Определяем радиальную силу

3.6.3 Итоги расчета

3.7 Расчет 2-й открытой зубчатой передачи

3.7.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

3.7.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала

3.7.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.7.2 Расчет зубчатой передачи

3.7.2.1 Определение минимально допустимого модуля

3.7.2.2 Определение количества зубьев колеса

3.7.2.3 Определение делительных диаметров

3.7.2.4 Определение диаметров вершин зубьев

3.7.2.5 Определение диаметров впадин зубьев

3.7.2.6 Определение межосевого расстояния

3.7.2.7 Определение окружной скорости колеса и степени точности передачи

3.7.2.8 Определяем окружную силу в зацеплении

3.7.2.9 Определяем радиальную силу

3.7.3 Итоги расчета

3.8 Проектный расчет вала-шестерни 2-й зубчатой передачи

3.8.1 Выбор материала

3.8.2 Определение основных геометрических размеров

3.8.3 Выбор шпонки для посадки колеса

3.9 Проверочный расчет вала-шестерни промежуточной ступени

3.9.1 Определение опорных реакций и изгибающих моментов вала

3.9.1.1 Данные для расчета

3.9.1.2 Горизонтальная плоскость

3.9.1.3 Вертикальная плоскость

3.9.1.4 Крутящие моменты

3.9.1.5 Приведенные моменты

3.9.2 Проверка опасного сечения

3.9.2.1 Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений

3.9.2.2 Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений

3.9.2.3 Расчетный коэффициент запаса прочности

3.9.3 Проверка подшипников

3.10 Расчет вала рабочего ролика

3.10.1 Выбор материала

3.10.2 Определение основных геометрических размеров

3.10.3 Выбор подшипников

3.10.4 Выбор шпонки для посадки рабочего ролика

3.10.5 Выбор шпонки для посадки колеса

4. Разработка гидропривода механизма прижима роликогибочного станка

4.1 Исходные данные

4.2 Выбор гидравлической схемы и ее обоснование

4.3 Определение геометрических параметров гидродвигателя и его выбор

4.4 Расчет и выбор насосной установки

4.4.1 Расход жидкости в поршневую область цилиндра

4.4.2 Расход жидкости в штоковую область цилиндра

4.4.3 Выбор насосной установки

4.5 Расчет и выбор трубопроводов

4.6 Подбор гидроаппаратуры

4.7 Разработка блока управления

4.8 Потери давления и проверка насосной установки

4.8.1 Определение потерь давления в аппаратах

4.8.2 Определение потерь в трубопроводах

4.8.2.1 Потери давления в трубопроводах по длине

4.8.3 Местные потери давления в трубопроводах

4.8.4 Суммарные потери давления

4.8.5 Проверка насосной установки

5. Разработка технологии производства вали приводного ролика

5.1 Описание конструкции и назначения детали

5.2 Технологический контроль чертежа детали

5.3 Анализ технологичности конструкции детали

5.4 Выбор способа изготовления заготовки

5.4.1 Заготовка из проката

5.4.2 Заготовка ковка

5.4.3 Выбор заготовки

5.5 Выбор плана обработки детали

5.6 Выбор типа и формы производства

5.6.1 Предварительное нормирование времени операции

5.6.2 Определение типа производства

5.7 Расчет припуска на обработку

5.8 Выбор оборудования

5.9 Выбор приспособлений

5.10 Выбор режущих инструментов

5.11 Выбор средств измерения и контроля

5.12 Выбор режимов резания

5.12.1 Фрезерно-центровальная

5.12.2 Токарная с ЧПУ

5.12.3 Вертикально-фрезерная

5.12.4 Кругло-шлифовальная

5.13 Техническое нормирование времени операции

5.14 Разработка управляющей программы для станка с ЧПУ

6. Расчет червячной фрезы для нарезания зубчатого колеса

6.1 Способы зубообработки

6.2 Особенности выбора червячной фрезы

6.3 Выбор конструктивных параметров фрезы

6.4 Расчет червячной фрезы

6.5 Расчет размеров исходной инструментальной рейки

6.6 Расчет геометрических параметров режущей части фрезы

6.7 Расчет основных углов фрезы

6.8 Расчет шага винтовых стружечных канавок

6.9 Расчет размеров профиля нарезки фрезы в осевом сечении

Заключение

Список использованных источников

Приложения

Введение

История человеческого общества неразрывно связана с развитием производства металлов. Еще в глубокой древности, человек научился добывать и использовать самородные металлы, а затем сплав меди и железа.

По своему значению железо занимает особое место среди металлов. С железом и его сплавами неразрывно связано развитие материальной культуры, технический процесс во всех областях общественного производства. В мировом производстве металлов более 90% составляет железо.

Металлургический комплекс РФ включает 200 предприятий черной металлургии непосредственно производящих металлопродукцию.

В нем занято 1.2 млн. трудящихся. Практически все предприятия преобразованы в акционерные общества открытого типа. Россия занимает 5 место в мире - 5.5% от мирового производства [5].

В рейтинге российских компаний по итогам прошедшего года «Северсталь» входит в десятку лучших по объему реализации продукции и по прибыльности, а по производству стали среди мировых производителей в 20 крупнейших предприятий.

Всего за 2014 год товарной продукции было произведено на сумму 36 млрд. руб.

Прибыль от реализации составила 14 млрд.руб.

Сделаны шаги по модернизации производства, усложнению сортамента, повышению качества продукции, создали предпосылки для реализации более эффективной сбытовой политики.

Основные направления развития производственного потенциала:

– модернизация и реконструкция перспективных прибыльных предприятий;

– ликвидация убыточных производств;

– модернизация природоохранных объектов.

Широкое использование получил цех гнутых профилей.

Применение гнутых профилей в различных отраслях народного хозяйства обеспечивает в среднем 25% экономии металлов.

Процесс изготовления гнутых профилей на профилегибочных станках является высокопроизводительным. Метод гибки на валках позволяет получить профили с наиболее рациональным распределение металла по сечению, в связи с чем могут быть достигнуты максимальная прочность и жесткость при минимальном расходе металла.

Изготовление деталей методом профилирования уменьшает, а зачастую и устраняет затраты на механическую обработку.

Гнутые профили проката применяются в некоторых машинах и механизмах как готовые детали, а иногда является промежуточным видом металлопроката, из которого путем дополнительных операций изготавливается новый вид продукции [5].

В настоящее время для производства гнутых профилей проката на ОАО «Северсталь» в ЦГП (Цех Гнутых Профилей) применяется специализированное оборудование.

Специфика производства гнутых профилей позволяет создавать относительно компактные, механизированные и автоматизированные профилегибочные аппараты, состав оборудования которых и их взаимосвязь представляют единое целое в технологическом процессе. Оборудование профилегибочных агрегатов обеспечивает выполнение технологических операций, начиная от подготовки рулонов к разматыванию и кончая укладкой готовых профилей в пакеты и их обвязкой.

Поэтому целью данной выпускной квалификационной работы является модернизация станка для гибки листового проката, позволяющая повысить производительность и улучшить качество профилей.

Исходя из заданной цели необходимо решить следующие задачи:

– рассчитать и спроектировать привод вращения валков ролико - гибочного станка;

– разработать гидропривод механизма опускания ролико - гибочного станка;

– разработать технологический процесс изготовления вала профильного ролика ролико - гибочного станка;

– разработать конструкцию режущего инструмента;

– разработать общую компоновку комплекса средств автоматизации.

1. Анализ методов изготовления заготовок на гибочных станках

Роликогибочный станок состоит из рамы, на которую устанавливается двигатель. От двигателя через клиноременную передачу вращение передается на червячный редуктор, на выходном конце которого насажено зубчатое колесо, входящее в зацепление с зубчатым колесом промежуточного вала цилиндрической передачи. На выходной конец приводных валов свободно насаживаются сменные профильные ролики и крепятся гайкой. Прижимной ролик осуществляет вертикальное движение вверх-вниз за счет гидроцилиндра, который приводится в движение гидроблоком управления [12].

Для того, чтобы привести в действие роликогибочный станок, на двигатель подается напряжение 3кВт. Через клиноременную передачу двигатель начинает вращать червячный редуктор. В свою очередь червячный редуктор через зубчатое колесо вращает цилиндрический редуктор, на приводном валу которого вращаются профильные ролики. Для приведения в движение прижимного ролика необходимо включить схему и начать кнопку «Пуск».

Для получения заготовки нужной формы необходимо подобрать профильный ролик, соответствующий загибаемому материалу. Только после этого станок включается в работу. Прижимным роликом заготовка прижимается к приводным роликам до тех пор, пока заготовка не будет загнута на нужный угол. Проводные ролики протаскивают заготовку, которая принимает нужную форму за счет прижимного ролика.

Для того чтобы заготовка была загнута на необходимый угол, прижимной ролик должен быть опущен на определенное расстояние, которое указано на табличке, прикрепленной к станку [12].

После загиба заготовки получается либо готовая продукция, которая поступает на склад, либо полуфабрикат, который идет в дальнейшую переработку.

2. Особенности производства гнутых профилей

В настоящее время на отечественных и зарубежных предприятиях операция холодной гибки листов, прутков, труб и других профилей проката получила самое широкое распространение.

Гибка (изгиб) - это вид деформации, при котором в поперечном сечении возникает единственный силовой фактор - изгибающий момент.

Операция гибки позволяет изготавливать самые различные детали. В последнее годы получают широкое распространение штампованные изделия, производимые преимущественно из гнутых элементов. Такая технология особенно эффективно при выполнении крупногабаритных изделий.

Операцию гибки используют в мелкосерийном и крупносерийном производствах в различных отраслях промышленности: химическом, нефтяном и сельскохозяйственном машиностроении, котлостроении и другие.

Гибку разнообразных профилей сортового проката осуществляют в горячем и холодном состоянии. В зависимости от способа приложения нагрузки процесс изгиба подразделяют на чистый изгиб и поперечный изгиб.

Чистый изгиб выполняют под действием постоянного по длине бруса приложенного изгибающего момента [8].

Поперечный изгиб осуществляют под действием сил, прикладываемых к изгибаемому брусу перпендикулярно его продольной оси. В этом случае в отличии от чистого изгиба на брус действует не только изгибающий момент, непрерывно меняющийся по длине бруса, поперечные и продольные силы.

При холодной гибке чистовых заготовок, листов и труб одним из наиболее важных вопросов является получение относительно нужных размеров изогнутой детали по радиусу и углу изгиба. Для этого необходимо при проектировании технологической оснастки как можно наиболее учитывать упругие деформации изгибаемого материала после снятия нагрузки величину пружения [8].

Радиус гибочного ролика должен быть меньше радиуса готовой детали на величину разности между остаточным радиусом и радиусом гиба.

Существенным фактором, определяющим точность расчета величины пружинения, является точный расчет требуемого изгибающего момента. Используемые в настоящее время формулы для определения изгибающего момента и пружинения металла при холодной гибке получены в ряде случаев с учетом тех или иных допущений, позволяющих полностью учесть все факторы, характерные для холодной гибки профилей проката. Поэтому для успешного решения этих проблем необходимо всестороннее изучение процесса холодной гибки с целью, прежде всего, повышения точности определение основных параметров этого процесса, что позволит выполнить на более высоком уровне ряд практических задач [11]:

– правильно выбирать требуемую мощность гибочного оборудования;

– проектировать гибочный инструмент (ролики, шаблоны), обеспечивающий получение изогнутой детали с повышенной точностью размеров.

Следует отметить, что получение изогнутых деталей повышенной точности - это комплексная задача. Для ее решения необходимо точно рассчитывать изгибающий момент, учитывать упрочнение изгибающего материала, оценивать величины предела текучести и модуля упругости материала.

По схеме формообразования это операция относиться к способу гибки - прокатки, при котором необходимая кривизна заготовки достигается в процессе перемещения между деформируемыми валками при соответствующей их настройке.

На листогибочных машинах, имеющих три или четыре жестких валка, в рассматриваемой операции наличие валика с эластичным покрытием позволяет осуществлять гибку при двух валках путем внедрения заготовки в эластичное покрытие благодаря силовому воздействию верхнего валка. Заготовка в зоне контакта с эластичным покрытием имеет переменную кривизну с максимумом в сечении, проходящем через оси валиков. На выходе из зоны контакта с учетом пружинения деталь получает остаточную кривизну, соответствующую максимальной кривизне в нагруженном состоянии и зависящую по величине от параметра настройки Н_о. Изменяя параметр Н_о в процессе перемещения заготовки, можно получать детали с переменной остаточной величиной [11].

В зависимости от глубины внедрения контакт заготовки с жестким валком может быть линейным (по образующей) и сопряженным (по контору жесткого валка).

При линейном контакте формообразование осуществляется по свободной схеме, позволяющей получать детали постоянной кривизны при Н_о = const и переменной кривизны, когда глубина внедрения меняется. Важным расчетным параметром является глубина внедрения, которая зависит от кривизны изготовляемой детали, механических характеристик ее материала и материала эластичного покрытия, а так же от геометрических параметров инструмента.

При увеличении глубины внедрения до определенного значения кривизны заготовки становиться равной кривизне жесткого верхнего валка, и дальнейшее прибавление глубины не приводит к нарастанию кривизны, и способствует расширению угла (дуги) контакта заготовки с жестким валком. Эта схема называется сопряженной. Для сопряженной схемы гибки определенными параметрами являются радиус верхнего жесткого валка, который с учетом пружинения должен обеспечивать заданный радиус детали, и глубина внедрения обеспечивающая гарантированное сопряжение заготовки с верхним жестким валком - оправкой [20].

При свободной и сопряженной гибке важное значение имеют силовые параметры, значение которых необходимо при выборе или разработка соответствующего оборудования.

В состав профилегибочного агрегата с комбинированным процессом профилирования входит следующее оборудование [20]:

– двухпозиционный разматыватель с загрузочной и загрузочно - разгрузочной тележками и накопителями рулонов;

– две правильные машины; ножницы с нижним резом;

– стыковочная машина с гратоснимателями;

– подающие ролики;

– накопитель полок;

– текущие ролики;

– летучие ножницы со следящими роликами;

– промасливающая установка;

– профилегибочный стан;

– мотоправильная клеть;

– сварочное устройство;

– летучие ножницы со съемным холодильником;

– правильно - калибровочные клети;

– летучая пила;

– участок набора рядов профилей с накопителями;

– электромагнитные ролики;

– наладчик [20].

Агрегаты 1:5Ч300:1650 и 0,5:2,5Ч300:1500 имеют отводящие рольганги для пакетирования готовых профилей вязальными машинами поперечной обвязки пакетов.

Однако этот профилегибочный агрегат (роликогибочный станок) имеет ряд недостатков:

– низкая производительность;

– высокая себестоимость продукции;

– низкое качество.

3. Разработка привода роликогибочного станка

3.1 Исходные данные для проектирования

Разработать привод рабочих роликов роликогибочного станка со следующими характеристиками представленными в таблице 3.1.

Таблица 3.1 - Характеристики привода

Параметр	Значение
Диаметр ролика Dр, мм	160
Тяговое усилие F, кН	24
Скорость перемещения заготовки , м/с	0.075
Срок службы Lр, лет	4
Продолжительность смены, ч	8
Количество смен	2

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 - Кинематическая схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - червячный редуктор; 4 - 1-я открытая зубчатая передача; 5 - 2-я открытая зубчатая передача; 6 - приводные профильные ролики

3.2 Срок службы механизма

Срок службы механизма рассчитываются по формуле (3.1):

, ч; (3.1)

где - срок службы привода, лет;

- продолжительность смены, ч;

- число смен.

ч.

3.3 Энерго-кинематический расчет привода

3.3.1 Требуемая мощность привода

Требуемая мощность привода рассчитываются по формуле (3.2):

, кВт(3.2)

где - скорость перемещения заготовки, м/с;

F_р - требуемое тяговое усилие привода, кН.

Требуемое тяговое усилие привода F_р = 24 кН, скорость перемещения заготовки = 0.075 м/с см. п. 3.1.

Отсюда мощность рабочей машины:

кВт.

3.3.2 КПД механизма

Исходя из кинематической схемы привода (см. рисунок 3.1), КПД находится по формуле (3.3):

;(3.3)

где - КПД ременной передачи, ;

- КПД редуктора, ;

- КПД зубчатой передачи, ;

- КПД пары подшипников качения, .

.

3.3.3 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя (3.4):

, кВт; (3.4)

кВт.

Двигатель выбираем из условия [23] (3.5):

, кВт. (3.5)

где - номинальная мощность выбираемого двигателя, кВт.

Исходя из полученных данных, выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4АМ100S4У3 номинальной мощностью двигателя кВт.

Основные характеристики электродвигателя представлены в таблице 3.2.

Таблица 3.2 - Основные характеристики электродвигателя 4АМ100S4У3

Параметр	Значение
Номинальная мощность , кВт	3.0
Номинальная частота вращения вала , мин-1	1435
Продолжительность включения ПВ, %	100
Напряжение питания, В	220/380
Исполнение оп защите	закрытое
Исполнение по монтажу и валу	IМ1081
Диаметр выходного конца вала, мм	28
Длина выходного конца вала, мм	60

3.3.4 Определение частоты вращения выходного вала

Определение частоты вращения выходного вала находи с помощью формулы (3.6):

, мин^-1; (3.6)

где - скорость перемещения заготовки, м/с;

D - диаметр ролика, D = 160 мм (см. п. 3.1).

мин^-1.

3.3.5 Определение требуемого передаточного числа привода

Определяем требуемое передаточное число привода по формуле (3.7):

;(3.7)

.

3.3.6 Разбивка передаточного числа привода по ступеням

Исходя из кинематической схемы привода разбиваем передаточное число привода на 4 ступени. Результаты разбивки передаточного отношении привода представлены в таблице 3.3.

Таблица 3.3 - Разбивка передаточного числа привода по ступеням

Параметр	Значение
Клиноременная передача uрп	2
Червячные редуктор uр	20
Зубчатая передача uзп1	2
Зубчатая передача uзп2	2
Общее передаточное отношение привода uрм	160

3.3.7 Определение силовых и кинематических параметров

Основные силовые и кинематические параметры привода представлены в в приложении 1.

– - КПД ременной передачи, ;

– - КПД редуктора, ;

– - КПД зубчатой передачи, ;

– - КПД пары подшипников качения, .

3.4 Выбор червячного редуктора

Исходя из полученного расчетного передаточного числа u_р = 20, выбранного электродвигателя с = 1435 мин^-1 и требуемого крутящего момента Н·м, выбираем червячный редуктор типа Ч125-20-52 ТУ 4161-002-14738560-2005 с передаточным отношением u = 20.

Основные характеристики редуктора типа Ч125-20-52 представлены в таблице 3.4.

Таблица 3.4 - Основные характеристики редуктора типа Ч125-20-52

Параметр	Значение
Передаточное число	20
Допускаемый крутящий момент на выходном валу при = 1500 об/мин, Н м	650
Длинна, мм	437
Высота, мм	396
Ширина, мм	230
Диаметр быстроходного конического конца вала, мм	32
Длина быстроходного конического конца вала, мм	60
Диаметр тихоходного цилиндрического конца вала, мм	50
Длина тихоходного цилиндрического конца вала, мм	135

3.5 Расчет клиноременной передачи

Расчет ременной передачи ведем, используя значения, полученные при кинематическом расчете (см. табл. 3.3).

P_вх = 3.0 кВт; T_дв = 19.96 Нм; u_рп = 2.0; n₁ = 1435 мин^-1.

3.5.1 Проектный расчет

3.5.1.1 Выбираем тип ремня

Выбор сечения ремня производится в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, и его частоты вращения, равной номинальной частоте вращения двигателя. Выбираем сечение - ремня типа А.

3.5.1.2 Определяем диаметр ведущего шкива

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_min определяется в зависимости от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня - для ремня с сечением типа А при заданных параметрах d_min = 90 мм.

Для повышения срока службы ремня берем расчетный диаметр ведущего шкива выше минимального и по стандартному ряду выбираем d₁ = 140 мм.

3.5.1.3 Определяем диаметр ведомого шкива

Определяем диаметр ведомого шкива по формуле (3.8):

, мм; (3.8)

где - передаточное число ременной передачи;

- коэффициент скольжения, .

мм.

Принимаем по стандартному ряду размер шкива d₂ = 280 мм.

3.5.1.4 Определяем фактическое передаточное число

Определяем фактическое передаточное число по формуле (3.9):

;(3.9)

где _ф - фактическое передаточное число;

d_{2 -} размер шкифа.

.

Отклонение фактического передаточного числа от требуемого находим по формуле (3.10):

;(3.10)

где - отклонение фактического передаточного числа от требуемого;

_ф - фактическое передаточное число.

.

Полученное передаточное число лежит в пределах допустимого значения.

3.5.1.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние

Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле (3.11):

, мм; (3.11)

где - высота сечения клинового ремня, h = 8 мм.

мм.

Условно принимаем a = 240 мм.

3.5.1.6 Определяем расчетную длину ремня

Определяем расчетную длину ремня по формуле (3.12):

мм; (3.12)

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного и, с учетом выбранных габаритов редуктора и двигателя, принимаем длину ремня L = 1600 мм.

3.5.1.7 Уточняем значение межосевого расстояния

Определяем значение межосевого расстояния по формуле (3.13):

, мм; (3.13)

Принимаем межосевое расстояние ременной передачи a = 465 мм.

3.5.1.8 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива по формуле (3.14):

, град; (3.14)

град.

Угол обхвата ведущего шкива ремнем лежит в допустимых пределах.

3.5.1.9 Определяем скорость ремня

Определяем скорость ремня по формуле (3.15):

, м/с; (3.15)

где - допускаемая скорость клинового ремня, м/с.

м/с.

Скорость клинового ремня не выходит за пределы допустимой.

3.5.1.10 Проверка ремня на долговечность

Проверяем ремень на долговечность по формуле (3.16):

, с^-1_; (3.16)

где - допускаемая частота пробегов ремня, с^-1.

, с^-1.

Частота пробегов ремня лежит в пределах допустимого, что гарантирует срок службы ремня - 1 000…5 000 ч.

3.5.1.11 Определяем мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

Определяем мощность по формуле (3.17):

, кВт; (3.17)

где - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, для наших условий P₀ = 2.17 кВт;

C_р - коэффициент динамичности нагрузки, C_р = 1;

C_б - коэффициент угла обхвата ведущего шкива, C_б = 0.93;

C_L - коэффициент влияния длины ремня к базовой. C_L = 0.98;

C_z - коэффициент числа ремней клиноременной передачи (ожидаемый), для числа ремней 2…3 C_z = 0.95.

кВт.

3.5.1.12 Определяем требуемое количество ремней

Определяем требуемое количество ремней по формуле (3.18):

;(3.18)

.

Принимаем Z = 2.

3.5.1.13 Определяем силу предварительного натяжения

Определяем силу предварительного натяжения по формуле (3.19):

, Н; (3.19)

.

3.5.1.14 Определение нагрузки от ременной передачи на быстроходный вал редуктора

Определяем нагрузки от ременной передачи на быстроходный вал редуктора по формуле (3.20):

, Н; (3.20)

Н.

3.5.1.15 Проверочный расчет клиноременной передачи

Проверку производим по максимальному значению напряжения в сечении ведущей ветви.

3.5.1.16 Определение напряжения от центробежных сил

Определяем напряжения от центробежных сил по формуле (3.21):

, Н/мм²; (3.21)

где с - плотность материала ремня, с = 1250…1400 кг/мм³.

Н/мм².

3.5.1.17 Определение напряжения изгиба

Определяем напряжения изгиба по формуле (3.22):

, Н/мм²; (3.22)

где E_и - модуль продольной упругости при продольном изгибе, для прорезиненных ремней E_и = 80…100 H/мм².

Н/мм².

3.5.1.18 Определение напряжения растяжения

Определяем напряжения растяжения по формуле (3.23):

, Н/мм²; (3.23)

где F_t - окружная сила передаваемая ремнем, H;

A - площадь поперечного сечения ремня, A = 81 мм².

Находим окружную силу передаваемую ремнем по формуле (3.24):

, Н; (3.24)

Н;

Н/мм².

3.5.1.19 Определение максимального напряжения в сечении ведущей ветви

Определяем максимального напряжения по формуле (3.25):

, Н/мм²; (3.25)

где - допускаемое напряжение растяжения, Н/мм².

Н/мм² - параметр в норме.

3.5.2 Итоги расчета клиноременной передачи

Рассчитанные параметры клиноременной передачи сведены в таблице 3.5.

Таблица 3.5 - Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	А	Диаметр ведущего шкива d1, мм	140
Межосевое расстояние a, мм	465	Диаметр ведомого шкива d2, мм	280
Высота ремня h, мм	8	Максимальное напряжение уmax, H/мм2	7.49
Ширина ремня b, мм	11	Натяжение ветви одного ремня, F0, H	117.38
Длина ремня L, мм	1 600	Сила давления ремня на вал R, H	464.27
Угол обхвата ведущего шкива б1, град	162.84	Количество ремней, Z	2

3.6 Расчет 1-й открытой зубчатой передачи

В приводе используем прямозубую открытую зубчатую передачу с поверхностным упрочнением зубьев. Расчет ведем по методике представленной в [20], по допускаемым напряжениям изгиба. Для расчет используем значения, полученные при энерго-кинематическом расчете привода представленные в таблице 3.6.

Таблица 3.6 - Параметры для расчета открытой зубчатой передачи

Передаточное число u = 2
Параметр	Шестерня	Колесо
Расчетная мощность, кВт	2.39	2.25
Угловая скорость щ, с-1	3.76	1.88
Частота вращения n, мин-1	35.88	17.9
Вращающий момент T, H·м	636.28	1196.21

3.6.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

3.6.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости среднюю твердость шестерни HB₁ назначаем больше твердости колеса.

Материал шестерни: Сталь 40X с поверхностной закалкой HRC_э=40…50

Материал колеса: Сталь 45 с улучшением HB₂ =235…262, HB_2ср = 248.5.

3.6.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Число циклов перемены напряжений находим по формуле (3.26):

, ч; (3.26)

где - угловая скорость, с^-1;

L_h -срок службы привода, ч (см. п. 3.2).

млн.ч;

млн.ч.

Коэффициент долговечности находим по формуле (3.27):

;(3.27)

где N_F0 - число циклов перемены напряжений, соответствующий пределу выносливости.

N_F01 = N_F02 = 4 Ч 10⁶ ч.

В связи с тем что N_F01 < N₁ и N_F02 < N₂ принимаем коэффициенты долговечности K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

Допускаемое напряжение изгиба находим по формуле (3.28):

, Н/мм²; (3.28)

где []_F0 - допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числен циклов перемены напряжений N_F0, Н/мм²;

n_F - коэффициент запаса прочности.

Для шестерни: n_F1 = 1.8.

Н/мм²;

Н/мм².

Для колеса: n_F2 = 1.65.

, Н/мм²; (3.29)

Н/мм²;

Н/мм².

3.6.2 Расчет зубчатой передачи

3.6.2.1 Определение минимально допустимого модуля

Находим минимально допустимого модуль по формуле (3.30):

, мм; (3.30)

где K_m - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач K_m = 14;

T₁ - вращающий момент на шестерне, Нм;

_bd - коэффициент ширины венца колеса, для шестерни расположенной симметрично относительно опор _bd = 0.6;

- коэффициент формы зуба, ;

Z₁ - минимальное количество зубьев шестерни, Z₁ = 20;

K_F - коэффициент концентрации нагрузки, K_H = 1.08.

мм.

Принимаем модуль мм.

3.6.2.2 Определение количества зубьев колеса

Определяем количество зубьев колеса по формуле (3.31):

;(3.31)

.

3.6.2.3 Определение делительных диаметров

Определим делительные диаметры по формуле (3.32):

, мм; (3.32)

мм; мм.

3.6.2.4 Определение диаметров вершин зубьев

Определим диаметры вершин зубьев по формуле (3.33):

, мм; (3.33)

мм; мм.

3.6.2.5 Определение диаметров впадин зубьев

Определим диаметры впадин зубьев по формуле (3.34):

, мм; (3.34)

мм; мм.

3.6.2.6 Определение межосевого расстояния

Определим межосевое расстояние по формуле (3.35):

, мм; (3.35)

мм.

3.6.2.7 Определение окружной скорости колеса и степени точности передачи

Определим окружную скорость колеса и степени точности по формуле (3.36):

, м/с; (3.36)

=0.15 м/с.

Принимаем 9-ю степень точности зубчатой передачи.

3.6.2.8 Определяем окружную силу в зацеплении

Определим окружную силу в зацеплении по формуле (3.37):

, Н; (3.37)

Н.

3.6.2.9 Определяем радиальную силу

Определяем радиальную силу по формуле (3.38):

, Н; (3.38)

Н.

3.6.3 Итоги расчета

Геометрические размеры зубчатой передачи сведены в таблице 3.7.

Таблица 3.7 - Основные геометрические параметры зубчатой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Передаточное число - 2
Межосевое расстояние, мм - 120
Диаметр	делительный, мм	80	160
	вершин зубьев, мм	88	168
	впадин зубьев, мм	75.2	155.2
Ширина венца, мм	48	46
Окружная сила, Н	14 952.6
Радиальная сила, Н	5 442.3

3.7 Расчет 2-й открытой зубчатой передачи

Расчет ведем аналогично 1-й зубчатой передаче, по допускаемым напряжениям изгиба. Для расчет используем значения, полученные при энерго-кинематическом расчете привода представленные в таблице 3.8.

Таблица 3.8 - Параметры для расчета открытой зубчатой передачи

Передаточное число u = 2
Параметр	Шестерня	Колесо
Расчетная мощность, кВт	2.25	2.09
Угловая скорость щ, с-1	1.88	0.94
Частота вращения n, об/мин	17.9	8.97
Вращающий момент T, Hм	1196.21	2 226.45

3.7.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

3.7.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости среднюю твердость шестерни HB₁ назначаем больше твердости колеса.

Материал шестерни: Сталь 40X с поверхностной закалкой HRC_э=40…50

Материал колеса: Сталь 45 с улучшением HB₂=235…262, HB_2ср= 248.5.

3.7.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Число циклов перемены напряжений:

млн.ч;

млн.ч.

Коэффициент долговечности:

N_F01 = N_F02 = 4 Ч 10⁶ ч.

В связи с тем что N_F01 < N₁ и N_F02 < N₂ принимаем коэффициенты долговечности K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

Допускаемое напряжение изгиба:

Для шестерни: n_F1 = 1.8

Н/мм²;

Н/мм².

Для колеса: n_F2 = 1.65

Н/мм²;

Н/мм².

3.7.2 Расчет зубчатой передачи

3.7.2.1 Определение минимально допустимого модуля

K_m = 14; _bd = 0.6; ; Z₁ = 20; K_H = 1.35;

мм.

Принимаем модуль мм.

3.7.2.2 Определение количества зубьев колеса

.

3.7.2.3 Определение делительных диаметров

мм; мм.

3.7.2.4 Определение диаметров вершин зубьев

мм; мм.

3.7.2.5 Определение диаметров впадин зубьев

мм; мм.

3.7.2.6 Определение межосевого расстояния

мм.

3.7.2.7 Определение окружной скорости колеса и степени точности передачи

=0.11 м/с.

Принимаем 9-ю степень точности зубчатой передачи.

3.7.2.8 Определяем окружную силу в зацеплении

Н.

3.7.2.9 Определяем радиальную силу

Н.

3.7.3 Итоги расчета

Рассчитанные основные геометрические размеры зубчатой передачи сведены в таблице 3.10.

Таблица 3.9 - Основные геометрические параметры зубчатой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Передаточное число - 2
Межосевое расстояние, мм - 180
Диаметр	делительный, мм	120	240
	вершин зубьев, мм	132	252
	впадин зубьев, мм	105.6	225.6
Ширина венца, мм	72	70
Окружная сила, Н	18 553.75
Радиальная сила, Н	6 753.01

3.8 Проектный расчет вала-шестерни 2-й зубчатой передачи

Проектный расчет вала ведем по напряжениям кручения [ф]_к = 20 H/мм².

3.8.1 Выбор материала

Для изготовления вала применяем материал такой же, как и для шестерни 2-й зубчатой передачи, т.к. шестерня изготавливается заодно с валом.

Сталь 40Х со следующими характеристиками:

- термообработка - Улучшение; предел прочности - 900 МПа;

- предел текучести - 700 МПа;

- предел выносливости при симметричном цикле - 410 МПа.

3.8.2 Определение основных геометрических размеров

Ступень вала под колесо открытой передачи:

Минимальный диаметр вала находим по формуле (3.39):

, м; (3.39)

м.

Принимаем согласно стандартных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 диаметр выходного конца вала мм.

Длина ступени вала под шестерню открытой передачи:

мм.

Ступень вала под подшипник и уплотнение:

Для вала-шестерни предварительно выбираем подшипники радиальные шариковые легкой серии по ГОСТ 8338-75 №214

- мм;

- мм;

- мм;

- мм;

- Н;

- Н;

мм.

мм - принимаем по конструкторским соображениям исходя из компоновки.

Ступень вала под шестерню (r = 3.2 мм):

мм.

мм - определяем конструктивно по эскизной компоновке.

Ступень вала под подшипник и уплотнение:

мм.

мм - определяем конструктивно по эскизной компоновке.

Остальные линейные размеры принимаем конструктивно.

Компоновочная схема вала барабана представлена на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 - Компоновочная схема вала промежуточной передачи

Для подшипниковых узлов используем крышки:

– глухая: Крышка 22-125 ГОСТ 18511-73;

– проходная: Крышка 12-125х80 ГОСТ 18512-73.

3.8.3 Выбор шпонки для посадки колеса

Исходя из диаметра вала мм выбираем стандартную шпонку: 20х12х50 ГОСТ 23360-78.

Для соединений призматическими шпонками основным условием является расчет на смятие определяемый по формуле (3.40):

, Н·м; (3.40)

где - рабочая длина шпонки, мм;

t - глубина врезания шпонки в вал, t = 7 мм;

- допускаемое напряжение смятия, H/мм².

Рабочая длина шпонки мм.

H/мм².

Шпонка по прочности пригодна.

3.9 Проверочный расчет вала-шестерни промежуточной ступени

Расчет ведем согласно схеме представленной в приложение 2.

3.9.1 Определение опорных реакций и изгибающих моментов вала

3.9.1.1 Данные для расчета

Крутящий момент на валу: Т = 1 196.21 Н·м.

Окружная силаН; радиальная сила Н.

Окружная силаН; радиальная сила Н.

l₁ = 0.112 м; l₂ = 0.077 м; l₃ = 0.096 м - см. расчетную схему узла вала в приложение 3.

3.9.1.2 Горизонтальная плоскость

Реакции опор:

;

;

Н.

Изгибающие моменты:

Н·м;

Н·м;

3.9.1.3 Вертикальная плоскость

Реакции опор:

;

;

Н.

Изгибающие моменты:

Н·м;

Н·м;

Суммарные изгибающие моменты:

Суммарные изгибающие моменты найдем по формуле (3.41):

, Н·м; (3.41)

где - изгибающие моменты в горизонтальной плоскости, Н·м.

- изгибающие моменты в вертикальной плоскости, Н·м.

;

Н·м;

Н·м;

.

3.9.1.4 Крутящие моменты

M_к = Т = 1 196.21 Н·м.

3.9.1.5 Приведенные моменты

На основании 3-й гипотезы прочности определяем приведенные моменты по формуле (3.42):

, Н·м; (3.42)

где - суммарный изгибающий момент, Н·м;

M_к - крутящий момент, Н·м;

б - коэффициент, учитывающий различие в характеристиках циклов напряжений изгиба и кручения, Сталь 40Х б = 0.579.

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м.

3.9.2 Проверка опасного сечения

Исходя из эпюры приведенных моментов и геометрии вала, опасное сечение находиться в районе правого подшипника (со стороны муфты) сечение 1-1 см. приложение 2.

Изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении:

M_к = Т = 1 196.21 Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м.

3.9.2.1 Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений

Нормальные напряжения в опасном сечении находим по формуле (3.43):

, Н/мм²; (3.43)

где М - изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м;

W - осевой момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Осевой момент инерции сопротивления сечения вала находим по формуле (3.44):

, мм³; (3.44)

где d - диаметр вала в рассматриваемом сечении, d = 80 мм.

мм³;

Н/мм².

Коэффициент концентрации нормальных напряжений находим по формуле (3.45):

;(3.45)

где - эффективный коэффициент напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости.

= 2.15; = 0.65; = 1.5;

.

Предел выносливости по нормальным напряжениям находим по формуле (3.46):

;(3.46)

где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба,

Н/мм².

Н/мм².

Коэффициент запаса по касательным напряжениям находим по формуле (3.47):

;(3.47)

.

3.9.2.2 Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений

Касательные напряжения в опасном сечении находим по формуле (3.48):

, Н мм²; (3.48)

где Т - вращающий момент в рассматриваемом сечении, НЧм;

W - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Полярный момент инерции сопротивления сечения вала находи по формуле (3.49):

, мм³; (3.49)

мм³;

Н/мм².

Коэффициент концентрации нормальных напряжений находим по формуле (3.50):

;(3.50)

где - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;

- коэффициент влияния шероховатости;

= 2.0

.

Предел выносливости по касательным напряжениям находим по формуле (3.51):

;(3.51)

где - предел выносливости при симметричном цикле,

Н/мм².

Н/мм².

Определяем коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (3.52):

;(3.52)

.

3.9.2.3 Расчетный коэффициент запаса прочности

Расчетный коэффициент запаса прочности находим по формуле (3.53):

;(3.53)

где - допускаемый коэффициент запаса прочности.

.

Так как , условие прочности выполняется.

3.9.3 Проверка подшипников

Предварительно выбраны подшипники 214 ГОСТ 8338-75 со следующими характеристиками:

d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм, C_r = 61.8 кН, C_0r = 37.5 кН

Наибольшую нагрузку испытывает подшипник в точке B (см. приложение 2).

Находим по формуле радиальную нагрузку на подшипник в данной точке (3.54):

, Н; (3.54)

где X_A и Z_A - горизонтальная и вертикальная реакция опоры, Н.

Реакции опоры в точке B X_B = 33 542.45 Н и Z_B = 4 204.9 Н.

Н.

Исходя из того, что осевой нагрузкой на подшипник, согласно расчетных данных, можно пренебречь, эквивалентная нагрузка (3.55):

, Н; (3.55)

где V - коэффициент вращения, V = 1;

- коэффициент безопасности, ;

- температурный коэффициент, .

Н.

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность и проверяем условие пригодности по формуле (3.56):

, Н; (3.56)

где - срок службы привода, ч.

Н.

Условие пригодности выполняется.

Определяем базовую долговечность подшипника по формуле (3.57):

, ч; (3.57)

ч.

Условие пригодности выполняется.

Подшипник 214 ГОСТ 8338-75 пригоден.

3.10 Расчет вала рабочего ролика

Проектный расчет вала ведем по напряжениям кручения [ф]_к = 20 H/мм².

3.10.1 Выбор материала

Для изготовления вала применяем Сталь 40Х со следующими характеристиками: термообработка - Улучшение; предел прочности - 900 МПа; предел текучести - 700 МПа; предел выносливости при симметричном цикле - 410 МПа.

3.10.2 Определение основных геометрических размеров

Ступень вала под рабочий ролик:

Минимальный диаметр вала находим по формуле (3.58):

, м; (3.58)

м.

Принимаем согласно стандартных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 наименьший диаметр вала мм.

Длина ступени вала под рабочий ролик:

мм.

Ступень вала под подшипник и уплотнение:

Для вала предварительно выбираем подшипники радиальные шариковые легкой серии по ГОСТ 8338-75 №218: d = 90 мм, D = 160 мм, B = 30 мм, C_r = 95.6 кН, C_0r = 62.0 кН.

мм.

мм - принимаем по конструкторским соображениям исходя из компоновки.

Ступень вала под шестерню (r = 3.5 мм):

мм.

мм - определяем конструктивно по эскизной компоновке.

Диаметр буртика для упора колеса принимаем равным мм.

Длина буртика принимаем мм.

Ступень вала под подшипник и уплотнение:

мм.

мм - определяем конструктивно по эскизной компоновке.

Остальные линейные размеры принимаем конструктивно. Компоновочная схема вала барабана представлена в приложение 3.

Компоновочная схема вала в масштабе 1:1 представлена на миллиметровке в приложении. Для подшипниковых узлов используем крышки: глухая: Крышка 22-160 ГОСТ 18511-73: проходная: Крышка 12-160х90 ГОСТ 18512-73.

3.10.3 Выбор подшипников

Для вала-шестерни выбираем подшипники радиальные шариковые легкой серии по ГОСТ 8338-75 №218: d = 90 мм, D = 160 мм, B = 30 мм, C_r = 95.6 кН, C_0r = 62.0 кН.

3.10.4 Выбор шпонки для посадки рабочего ролика

Исходя из диаметра вала мм выбираем стандартную шпонку: 25х14х70 ГОСТ 23360-78.

Для соединений призматическими шпонками основным условием является расчет на смятие:

t = 9 мм.;

Рабочая длина шпонки мм.

H/мм².

Шпонка по прочности пригодна.

3.10.5 Выбор шпонки для посадки колеса

Исходя из диаметра вала мм выбираем стандартную шпонку: 28х16х80 ГОСТ 23360-78.

Для соединений призматическими шпонками основным условием является расчет на смятие:

t = 10 мм;

Рабочая длина шпонки мм.

H/мм².

Шпонка по прочности пригодна.

4. Разработка гидропривода механизма прижима роликогибочного станка

4.1 Исходные данные

Разработать привод механизма прижима ролика роликогибочного станка. Основные параметры механизма представлены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Основные параметры механизма прижима

Параметр	Значение
Тип гидродвигателя	поступательного движения
Осевое усилие	70 кН
Скорость прижима ролика	0.033 м/с (1.98 м/мин)
Ход штока гидроцилиндра	0.17 м
Регулирование скорости	Дроссельное с параллельным включением

Роликогибочный станок предназначен для получения различных заготовок из сортового проката методом вальцевания. Схема роликогибочного станка представлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 - Схема механизма прижима ролика роликогибочного станка: 1 - гидроцилиндр; 2 - приводные ролики; 3 - прижимной ролик; 4 - заготовка.

4.2 Выбор гидравлической схемы и ее обоснование

Механизм прижима служит для прижатия верхнего прижимного ролика к заготовке во время протяжки. Гидравлическая схема механизма прижима ролика представлена в приложение 4.

В схеме используем гидрораспределитель с блокировкой трубопроводов системы при среднем положении, что позволяет удерживать рабочую жидкость в гидроцилиндре и препятствовать его отжиму или самопроизвольному опусканию при смене заготовки. На долгое время и в нерабочем состоянии гидроцилиндр фиксируется механически.

Согласно техническому заданию регулирование скорости осуществляется параллельно включенным дросселем. Фильтрация рабочей жидкости производится на сливе.

Нейтральное положени...