Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

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

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;

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

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 d1min=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: