Применение правильной машины для правки металлических изделий. Типы правильных машин. Разработка, выбор и расчет кинематической схемы. Выбор материала для зубчатых колес. Расчет зубчатых колес редуктора и валов. Расчет допускаемых контактных напряжений.
Аннотация к работе
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 Привод работает в помещении (токр=20°) Привод должен содержать: 1) Электродвигатель; 2) Двухступенчатый зубчатый редуктор; 3) Открытую передачу; 4) Основание.Косоволновые (для правки профилей круглого сечения и труб имеют одну или несколько обойм , состоящих из 2 или 3 валков. 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: . В этой схеме используется электродвигатель со скоростью вращения n = 3000 об/мин, который имеет относительно малые габаритные размеры. Коэффициент долговечности: , где NHO - базовое число циклов, которое определяется из и равно для шестерни NНОШ = 10·106 , для колеса NHOK = 10·106; NHE - эквивалентное число циклов.
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.
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: Vck = 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 (Vck < 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 [SH]
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
SHLIMB = 2HB 70, где SH 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.
Коэффициент долговечности: , где NHO - базовое число циклов, которое определяется из и равно для шестерни NНОШ = 10·106 , для колеса NHOK = 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 = 365?L?Кг?24?Kc = 365?1?0,9?24?0,5 = 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 [SF]
Червячная передача: Допускаемые напряжения изгиба для зубьев бронзовых червячных колес при нереверсивной нагрузке: ;
Эквивалентное число циклов нагружения NFE = NHE . Если NFE25·107 принимают NFE = 25·107 .
где с = 1 - число зацеплений;
n = n2 = 1425 мин-1 скорость вращения ;
t = 365?L?Кг?24?Kc = 365?1?0,9?24?0,5= 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;
Цилиндрическая передача: Межосевое расстояние известно из условия проектирования:
мм, yba = 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 KHV = 1,05 - коэффициент динамической нагрузки [1, табл.8.3], (расчет ведется по колесу), KHB = 1,05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии [1, рис.8.15];
- условие выполняется, т.к.
Проверка на изгиб: , где мзац = - модуль зацепления, ;
YF = 3,72 - коэффициент учитывающий форму зуба;
KFB = 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 ?=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;
?-1= 0,43·?b = 258 МПА - предел выносливости;
?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
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;
?-1= 0,43·?b = 268,875 МПА - предел выносливости;
?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 .