Проектирование привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное учреждение высшего профессионального образования
Магнитогорский
Кафедра «Прикладная механика и графика»
Курсовая Работа
по дисциплине: «Механика»
на тему: «Проектирование привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки»
М 03.01.00.00.ПЗ
Исполнитель:
Работа допущена к защите «____»_______________ 20__ г._________________
Работа защищена «____»____________ 20__ г. с оценкой___________________
Магнитогорск
2012
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное учреждение высшего профессионального образования
Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И. Носова
Кафедра «Прикладная механика и графика»
Задание на курсовую работу
Тема: Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки
Студенту: Анисимовой Анне Михайловне
1 – двигатель, 2 – передача поликлиновым ремнем, 3 - цилиндрический редуктор, 4 - муфта зубчатая, 5 –галтовочный барабан,
6 – опоры барабана
Исходные данные |
Значения |
Окружная сила на барабане F, кН |
0,5 |
Окружная скорость барабана V, м/с |
3,0 |
Диаметр барабана D, мм |
800 |
Срок службы привода L, лет |
6 |
Срок сдачи «____» ________________ 20___ г.
Руководитель: ____________________ / ______________________ /
Задание получил: _________________ / ______________________ /
Магнитогорск, 2012г.
Содержание
Введение
В данной курсовой работе необходимо спроектировать привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки сроком службы 4 года. Для этого необходимо провести расчеты вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса редуктора, сделать подбор шпонок, подшипников качения, втулочно-пальцевой муфты, проверить долговечность подшипников, определить расстояние между линиями действия сил зацепления и реакции опор, а также определить скорости и ускорения отдельных деталей привода.
1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Выбор электродвигателя
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и других параметров зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.
Электродвигатель выбирают после определения его мощности и частоты вращения вала.
Потребляемая мощность привода:
(1.1)
Общий КПД привода – произведение частных значений КПД отдельных составляющих элементов:
(1.2)
где i– число пар подшипников качения; i=2
Требуемая мощность электродвигателя:
(1.3)
Частота вращения приводного вала:
(1.4)
Определяем общее передаточное число привода:
(1.5)
Частота вращения вала электродвигателя:
(1.6)
Электродвигатель АИР 112МА8
ТУ 16-525564-84:
Кинематические расчеты
Определяем фактическое передаточное отношение:
Уточняем передаточное число ременной передачи:
(1.8)
Частота вращения ведущего вала редуктора:
(1.9)
Частота вращения ведомого вала:
(1.10)
Определение моментов и скоростей на валах редуктора
Угловые скорости ведущего и ведомого валов:
(1.11)
Вращающий момент на приводном валу барабана ленточного транспортера:
(1.12)
Вращающий момент на ведомом валу редуктора:
(1.13)
Вращающий момент на ведущем валу редуктора:
(1.14)
Таблица 1 – Результаты кинематического расчета привода
Вал |
Т, Н·м |
n, об/мин |
ω, рад/с |
Ведущий (1) |
53,13 |
287,04 |
30,04 |
Ведомый (2) |
206,14 |
71,76 |
7,51 |
2 Расчет зубчатых колес редуктора
Расчёты на прочность металлических цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления с модулем от 1 мм и выше регламентированы ГОСТ 21354-87.
Из двух зубчатых колёс находящихся в зацеплении, меньшее называется шестернёй (ведущее звено, индекс «1»), большее – колесом (ведомое звено, индекс «2»).
Выбор материалов и термической обработки
Материалы для изготовления зубчатых колёс подбирают по таблице.
Передачи со стальными зубчатыми колёсами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь зависит от марки стали и от варианта термической обработки (ТО). Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи.
Твёрдость – сопротивление материала местной пластической деформации, возникающей при внедрении в него более твёрдого тела – наконечника (индентора). Для равномерного изнашивания зубьев колёс и лучшей их прирабатываемости друг к другу, твёрдость шестерни назначают больше твёрдости колеса на 20…50 единиц.
Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х, термообработку – улучшение и закалка ТВЧ.
По табл. 2.1 выбираем твердость зубьев на поверхности по Роквеллу – 48…53HRC. Применяем соотношение единиц твердости по Роквеллу (HRC) и единиц твердости по Бринеллю (НВ).
Твердость шестерни HRC153(HB1522), твердость колеса HRC248(HB2460).
Определение допускаемых напряжений
Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев:
(2.1)
Базовые числа циклов нагружений:
- при расчете на контактную прочность
(2.2)
- при расчете на изгиб
(2.3)
Время работы передачи в часах:
(2.4)
Действительные числа циклов перемены напряжений:
- для шестерни
(2.5)
- для колеса
(2.6)
Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям для шестерни:
(2.7)
Т.к. , то принимаем
Для колеса:
(2.8)
Т.к. , то принимаем
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни:
(2.9)
Т.к. , то принимаем
Для колеса:
(2.10)
Т.к. , то принимаем
Рассчитываем предел контактной выносливости зубьев:
Предел выносливости зубьев при изгибе:
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
(2.11)
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
(2.12)
Допускаемое рабочее контактное напряжение косозубых колес:
(2.13)
Допускаемое рабочее напряжение изгиба для косозубых колес:
(2.14)
Расчет зубчатой передачи
Определяем предварительное значение межосевого расстояния:
(2.15)
Коэффициент ширины зубчатого колеса при симметричном расположении опор:
(2.16)
Определяем коэффициент ширины в долях диаметра:
(2.17)
Принимаем:
Рассчитываем коэффициент неравномерности распределения нагрузки:
(2.18)
мм
По таблице из стандартного ряда межосевых расстояний
округляем
до ближайшего значения в большую
сторону по ГОСТ 2185-66 (в мм): 40,50,63,71,80,90,100,112,125,
После округления принимаем
Предварительные основные размеры колес.
Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:
при твердости поверхности
зубьев колес
; (2.19)
при твердости
(2.20)
Модуль принимаем из ряда стандартных значений (ГОСТ 9563-80):
1-й ряд (предпочтительный): 1,0;1,25;1,5;2,0;3,0;4,0;5,0;
2-q ряд: 1,125;1,375;1,75;2,25;2,75;3,
Принимаем стандартный мм.
Предварительно принимаем угол наклона зубьев колес:
Количество зубьев на шестерни:
(2.21)
Для немодифицированного зубчатого зацепления число зубьев шестерни должно быть не меньше 17.
Т.к. в нашем случае , то уменьшаем величину модуля.
Принимаем модуль передачи .
Вновь определяем число зубьев шестерни:
Округляем в ближайшую сторону до целого и окончательно принимаем .
Число зубьев колеса:
(2.22)
Рассчитываем делительные диаметры шестерни и колеса:
(2.23)
Диаметры вершин зубьев:
(2.24)
Диаметры впадин зубьев:
(2.25)
Ширина колеса:
(2.26)
Принимаем .
Ширина шестерни:
(2.27)
Окружная скорость шестерни и колес:
(2.28)
Определение сил в зацеплениях
Рис. 1– Схема действия сил и моментов в цилиндрической косозубой передаче
Найдем окружную силу:
(2.29)
Определяем радиальную силу:
(2.30)
Определяем осевую силу:
(2.31)
Проверочный расчет передачи
Проверка зубьев передач по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение:
(2.32)
Для косозубых колес:
(2.33)
Для косозубых и шевронных колес при твердости зубьев >350 HB:
Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий .
(2.34)
Принимаем
Определяем расчетное контактное напряжение:
Проверим условие прочности:
(2.35)
Проверка зубьев передач по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
(2.36)
Для косозубых колес принимаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
при степени точности, равной 9
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, для косозубых колес при твердости >350 HB:
Определяем коэффициент,
учитывающий неравномерность
Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба:
(2.38)
Определяем приведенное число зубьев колеса:
(2.39)
Коэффициент формы зуба:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Приведенное число зубьев шестерни:
Т.к. соблюдаются требования:
то условие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.
3 Эскизное проектирование
Предварительный расчет валов
Основными материалами для валов и осей служат углеродистые и легированные стали. Для осей и валов, диаметры которых определяются, в основном, жесткостью, применяют углеродистые конструкционные стали Ст4, Ст5 без термообработки. В ответственных и тяжело нагруженных конструкциях, когда основным критерием является прочность, используют термически обрабатываемых среднеуглеродистые и легированные стали 40, 45, 40Х, 40ХН и др.
Для компенсации изгибающих напряжений и других неучтенных факторов, принимают значительно пониженные значения допускаемых напряжений кручения, например МПа. Меньшие значения допускаемых напряжений кручения принимают для быстроходных валов, большие значения – для тихоходных валов.
Определяем диаметр ведущего вала:
(3.1)
Принимаем стандартное значение диаметра вала:
Определяем диаметр ведомого вала:
(3.2)
Принимаем:
Выбор подшипников
Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов:
(3.3)
Посадочный диаметр под зубчатое колесо:
(3.4)
По посадочным диаметрам и выбираем из табл. 3.1 радиальные шариковые подшипники.
Рис. 2 – Подшипник шариковый радиальный
Таблица 2– Основные параметры выбранных подшипников
Вал |
Условное обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН | |||
d |
D |
В |
Динамическая, С |
Статическая, С0 | ||
|
Ведущий (1) |
306 |
30 |
72 |
19 |
28,1 |
14,6 |
Ведомый (2) |
308 |
40 |
90 |
23 |
41,0 |
22,4 |
4. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса
Цилиндрическая поверхность выходного конца вала является посадочной поверхностью под полумуфту
Для ведущего вала (для ):
Определяем диаметр буртика под подшипник:
(4.1)
Принимаем
Для ведомого вала (для ):
Определяем посадочный диаметр под колесо:
(4.2)
Принимаем
Определяем диаметр буртика под подшипник:
Принимаем
Зазор между поверхностями вращающихся деталей редуктора и внутренними поверхностями стенок его корпуса:
Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:
(4.5)
Принимаем и
Расстояние между торцами подшипников вала-шестерни:
(4.6)
Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипника:
(4.7)
Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру :
принимаем
Длина выходного конца ведомого вала под полумуфту:
Определяем длину шпоночного паза на выходном участке вала-шестерни:
(4.8)
Длина шпоночного паза на выходном конце ведомого вала:
Диаметр ступицы колеса:
(4.10)
Принимаем
Длину ступицы колеса принимаем равной ширине колеса:
Толщина обода:
(4.11)
Принимаем
Толщина диска зубчатого колеса:
(4.12)
Принимаем
Длину посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу назначаем на (2…3) мм меньше .
Принимаем .
5. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус редуктора предназначен для размещения и координации, организации системы смазки деталей зубчатых передач и защиты их от загрязнения. Корпусом воспринимаются силы, возникающие в зубчатом зацеплении, реакции опор.
Толщину стенки редуктора назначают равной 6 мм и более, согласно требованиям технологии литья и условиям необходимой прочности и жесткости.
Определяем толщину стенки корпуса редуктора:
(5.1)
Принимаем
Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса:
(5.2)
Принимаем (т.е. с резьбой М10).
Диаметр винтов крепления редуктора к фундаменту (или раме):
(5.3)
Принимаем
Длина фланца корпуса редуктора:
(5.4)
Ширина фланца корпуса редуктора:
(5.5)
Принимаем
Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса:
(5.6)
6 Проверка долговечности подшипников
Пригодность подшипника определяют сопоставлением долговечности в часах соответствующего выбранного подшипника с заданным сроком службы (в часах) всего редуктора , т. е. подшипник считают годным, если выполняется условие:
Определение расстояний между линиями действия сил в зацеплении и реакций опор
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки. Для радиальных подшипников эта точка расположена на середине ширины подшипника
При установке радиальных подшипников расстояние от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяется по формуле:
- на ведущем валу
(6.1)
- на ведомом валу
(6.2)
Определение реакций опор
Рис.3 – Расчетные схемы ведущего и ведомого валов
Быстроходный вал:
В плоскости YOZ:
Проверка:
В плоскости XOZ:
Проверка:
Результирующие реакции в опорах 1 и 2 определяем по теореме Пифагора:
Тихоходный вал:
Плоскость YOZ:
Проверка:
Плоскость XOZ:
Проверка:
Результирующие реакции в опорах 3 и 4:
Определение суммарных реакций
На выходные концы валов действуют консольные нагрузки со стороны ременных, цепных передач, соединительных муфт и т.д.
Рис.4 – Схема к определению реакций, возникающих
в опорах ведущего вала от консольной
силы
(6.3)
На выходной конец ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент:
(6.4)
Реакции опор 3 и 4 от момента :
(6.5)
Рис. 5 – Схемы к определению полных реакций в каждой опоре ведущего вала
Суммарные реакции опор ведущего вала:
Суммарные реакции опор ведомого вала:
Определение долговечности подшипников
Ведущий вал
Проверяем подшипник шариковый 306 с динамической грузоподъемностью и статической .
Определяем отношение:
Этому отношению соответствует .
Отношение:
По этому эквивалентная нагрузка остается прежней, т.е. .
Долговечность в млн.об:
(6.7)
Долговечность в часах:
(6.8)
Что больше срока службы всего редуктора .
Т.е. подшипник 306 пригоден для ведущего вала.
Ведомый вал
