1.
Разработка кинематической схемы привода галтовочного барабана
1.1
Исходные данные
Рис. 1 Привод галтовочного барабана:
1 – двигатель; 2 – передача клиновым ремнем; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая втулочно-пальцевая муфта; 5 – галтовочный барабан; I, II, III, IV – валы, соответственно, – двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Таблица 1
| Окружная сила на барабане F, кН |
1,1 |
Окружная скорость барабана  , м/с |
2,5 |
Диаметр барабана  , мм |
900 |
Допускаемое отклонение скорости барабана  , % |
4 |
Срок службы привода  , лет |
6 |
1.2
Определим ресурс привода
Ресурс привода
 =365*6*8*2*0,85=29784 ч
где: Lh
– ресурс привода;
Lr
=6 – срок службы привода, лет;
tc
=8 – продолжительность смены, ч;
Lc
=2 – число смен;
k=0,85 – коэффициент простоя;
2.
Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
2.1
Определим номинальную мощность и номинальную частоту вращения двигателя, передаточное число привода и его ступеней
Мощность исполнительного механизма:
 =1100*2,5=2,75кВт
где: F – окружная сила на барабане, Н;
V – окружная скорость барабана, м/с;
Частота вращения исполнительного механизма:
 об/мин
где: D – диаметр барабана, мм;
Общий КПД приводящего механизма:
 =0,97*0,97*0,992
*0,995=0,917
где: η – КПД приводящего механизма;
ηз.п.
– КПД пары цилиндрических колес косозубой передачи;
ηрем
– КПД клиноременной передачи;
ηподш
– КПД пары подшипников качения;
ηм
– КПД упругой втулочно-пальцевой муфты;
Требуемая мощность двигателя:
 Вт
По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности P=3 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6У3 с параметрами Pдв
= 3,0 кВт и скольжением s=4,7%.
Номинальная частота вращения:
nэд
=n*(1-s)=1000*0,953=953 об/мин
Угловая скорость вращения вала электродвигателя:
 рад/с
Передаточное число приводящего механизма:
Т.о. передаточное число ременной передачи Nр
=4, передаточное число цилиндрической косозубой передачи Nз.п
=4,48
Вращающий момент на первом валу:
 Н*м
2.2 Рассчитаем  и запишем данные в таблицу.
1 вал – вал электродвигателя
 мин-1
 рад/с
 кВт
 Н*м
2 вал – быстроходный вал редуктора
 мин-1
 рад/с
 кВт
 Н*м
3 вал – тихоходный вал редуктора
 мин-1
 рад/с
 кВт
 Н*м
4 вал – вал рабочего механизма
 мин-1
 рад/с
 кВт
 Н*м
Таблица 2
| Номер вала |
n, об/мин |
ω, с-1
|
P, кВт |
T*103
, 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 |
3.
Расчет клиноременной передачи
По номограмме в соответствии с P=3кВт и n=953 об/мин выбираем ремень сечения А для которого минимальный расчетный диаметр малого шкива d1
min
=90 мм. В целях повышения срока службы ремня примем d1
=100 мм
ε=0,015 – коэффициент скольжения;
Принимаем d2
=353 мм
Определим фактическое передаточное число uф
и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
 
Минимальное межосевое пространство:
где h – высота сечения ремня
Расчетная длина ремня:
По ГОСТ 1284 – 80 принимаем Lр
=1120 мм
Межосевое расстояние по стандартной длине:
Окружная скорость ремня:
 м/с<[25]
Количество клиновых ремней:
Сила предварительного натяжения одного клинового ремня:
 Н
Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:
 Н
Определим силу давления ремней на вал:
 Н
4.
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.
Допускаемые контактные напряжения:
где:  – предел контактной выносливости;
 – коэффициент долговечности;
 – коэффициент безопасности;
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
для шестерни
 МПа
для колеса
 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
 МПа
Требуемое условие  выполнено.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
 мм
где:  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
 – коэффициент ширины венца;
 – передаточное число редуктора;
 ;
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66
мм.
Нормальный модуль зацепления:
 мм;
Принимаем по ГОСТ 9563*  мм;
Примем предварительно угол наклона зубьев  и определим число зубьев шестерни и колеса:
Уточненное значение угла наклона зубьев:
β=12,83°.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
 мм;
 мм;
Проверка:  мм;
диаметры вершин зубьев:
 мм;
 мм;
ширина колеса:  мм;
ширина шестерни:  мм;
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес:
 м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
При  , твердости  и симметричном расположении колес относительно опор  . При  м/с и 8-й степени точности  . Для косозубых колес при  м/с  .
Таким образом, 
Проверка контактных напряжений:
 МПа<
Силы, действующие в зацеплении:
окружная  Н
радиальная  Н
осевая  Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Коэффициент нагрузки  .
При , твердости и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор  . Для косозубых колес 8-й степени точности, твердости и м/с  .
Таким образом, коэффициент 
 – коэффициент, учитывающий форму зуба
Для шестерни 
Для колеса 
При этом  и 
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
Для стали 45 улучшенной при твердости  .
Для шестерни  МПа;
Для колеса  МПа.
[SF
]=[SF
] [SF
]» – коэффициент безопасности
[SF
]=1,75 [SF
]«=1
Получаем [SF
]=[SF
]̒[SF
]«=1,75*1=1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни  МПа
для колеса  МПа
Находим отношение  :
для шестерни  МПа
для колеса  МПа
Определяем коэффициенты  и  :
 ;
для средних значений коэффициента торцового перекрытия  и 8-й степени точности  .
Проверяем прочность зуба колеса:
 МПа< МПа
Условие прочности выполнено.
5. Расчет валов редуктора
5.1 Расчет быстроходного вала редуктора
1) 1-я ступень под шкив:
– диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении  МПа:
 мм
Принимаем  мм.
– длина:  мм
2) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
– диаметр:  мм
– длина:  мм
3) 3-я ступень под шестерню:
– диаметр:  мм
Принимаем  мм.
– длина: исходя из геометрических представлений  мм
4) 4-я ступень под подшипник:
– диаметр:  мм
– длина:  мм
II
. Расчет тихоходного вала редуктора.
1) 1-я ступень под упругую втулочно-пальцевую муфту:
– диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении  МПа:
 мм
Принимаем  мм.
– длина:  мм
2) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
– диаметр:  мм
Принимаем  мм
– длина:  мм
Принмаем  мм
3) 3-я ступень под зубчатое колесо:
– диаметр:  мм
Принимаем  мм.
– длина: исходя из геометрических представлений принимаем мм
4) 4-я ступень под подшипник:
– диаметр:  мм
– длина:  мм
Предварительный выбор подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов.
По ГОСТ 8338–75 примем радиальные шарикоподшипники тяжелой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников  мм и мм.
Таблица 3
| Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
r |
Грузоподъемность, кН |
 |
 |
| 408 |
40 |
110 |
27 |
3,0 |
63,7 |
36,5 |
| 412 |
60 |
150 |
35 |
3,5 |
108,0 |
70,0 |
6. Эпюры изгибающих моментов
1. Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
 ;  ;
 Н
 ; 
 Н
Проверка:  ; 
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4, Н*м:
 ;  ;
 ;
 ;
 ;
2. Горизонтальная плоскость
а) Определяем опорные реакции, Н: 
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, Н*м:  ;  ; 
3. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:
 ; 
6. Расчетная схема ведущего вала.
7. Проверка долговечности подшипников
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шарикоподшипники 407:  мм;  мм;  мм;  кН;  кН.
Отношение 
где:  Н – осевая нагрузка;
 – коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце подшипника).
Отношение  ; этой величине соответствует  
Эквивалентная динамическая нагрузка:
 Н
где:  – коэффициент безопасности для приводов галтовочных барабанов;
 – температурный коэффициент.
Динамическая грузоподъемность:
 Н<Cr
где:  ч – требуемая долговечность подшипника;
 – коэффициент надежности;
 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.
Долговечность подшипника:
Подшипник пригоден.
8. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры  мм;  мм;  мм
Колесо
Цилиндрическое зубчатое колесо кованное.
Его размеры  мм;  мм;  мм.
Диаметр ступицы  мм;
Длина ступицы  мм
Принимаем  мм.
Толщина обода  мм
Принимаем  мм.
Толщина диска  мм
9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
 мм; принимаем  мм;
 мм; принимаем  мм;
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
 мм;
 мм;
нижнего пояса корпуса
 мм; принимаем  мм.
Толщина ребер основания корпуса:
 мм;
Принимаем  мм
Толщина ребер крышки:
 мм;
Принимаем  мм
Диаметр болтов:
а) фундаментных  мм; принимаем болты с резьбой М20;
б) крепящих крышку к корпусу у подшипников  мм; принимаем болты с резьбой М14;
в) соединяющих крышку с корпусом  мм; принимаем болты с резьбой М10.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Выбираем шпонку призматическую со скругленными торцами по ГОСТ 23360–78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
Допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице  МПа
Ведущий вал:  мм;  мм;  мм;  мм; длина шпонки  мм
Условие прочности выполнено.
11. Уточненный расчет валов
Производим расчет для предположительно опасных сечений.
Ведущий вал
.
Материал вала сталь 45, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки  мм среднее значение  МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
 МПа.
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента через шкив клиноременной передачи рассчитываем на кручение.
Коэффициент запаса прочности:
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При мм; мм; мм,
 ;
 МПа
Принимаем  ,  ,  .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где:  МПа
 МПа
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Условие выполнено.
12. Посадка зубчатого колеса и подшипников
Посадка зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347–82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала  .
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по  .
13. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны  определяем из расчета 0,25 дм3
масла на 1 кВт передаваемой мощности:  дм3
.
При контактных напряжениях МПа и скорости  м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна  м2
/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799–75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
14. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100 °С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжеты.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1–6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. – 736 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447 с.
3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. – 416 с.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2 – е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999. – 454 с.
|
