Привод калибрующих роликов правильной машины - Контрольная работа

бесплатно 0
4.5 84
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.

1. Разработка и выбор кинематической схемы

Рис.1 (Червячная передача)

Рис.2 (Коническая передача)

Рис. 3 (Цилиндрическая передача)

2. Расчет кинематической схемы

Найдем частоту вращения исполнительного органа (d =200 мм)

Найдем требуемую мощность двигателя:

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.

Рассчитаем предел усталостной прочности: для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВШ = 180, для колеса термообработка - улучшение, твердость НВК = 160.

?HLIMBШ = 2·НВШ 70 = 2·280 70 = 430 МПА;

?HLIMBК = 2·НВК 70 = 2·250 70 = 390 МПА.

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;

SF = 1,75 - коэффициент безопасности.

?FO - предел выносливости зубьев при изгибе.

Предел выносливости зубьев при изгибе: ?FOШ = 1,8·НВШ = 1,8·180 = 324 Мпа;

?FOК = 1,8·НВК = 1,8·160 = 288 МПА.

Эквивалентное число циклов принимаем: NFEШ= NHЕШ = NFEK= NHEK = 3,455?106.

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

Для шестерни: Определим коэффициент долговечности

Для колеса:

4.4 Расчет геометрических параметров передачи

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 .

Рис.7. Тихоходный вал.

Размещено на .ru
Заказать написание новой работы



Дисциплины научных работ



Хотите, перезвоним вам?