Дипломная (вкр): Модернизация привода перемещения режущих головок дисковых ножниц непрерывно-травильного агрегата

.4 Подбор стандартного редуктора

Выбираем по каталогу цилиндрический, одноступенчатый, вертикальный редуктор тип ЦО, предназначенный для передачи крутящего момента с межцентровым расстоянием расположенным вертикально.

Подобранный редуктор подходит по нагрузочной характеристике, так как его номинальный момент на выходном валу при длительной работе с постоянной нагрузкой составляет:

;

Обозначение выбранного редуктора ЦО - 350 - 3,15 - 33

2.5 Проектирование зубчатой передачи клети кромкокрошителя

Спроектируем и рассчитаем зубчатую передачу расположенную в клети кромкокрошителя. Закрытую зубчатую передачу выполняем косозубой. Основные размеры передачи определяем из расчёта на контактную прочность.

2.5.1 Выбираем материалы для зубчатой передачи

Согласно рекомендациям [1, с 265]:

для шестерни принимаем сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение, твёрдость ,,  HB [269….302]

для колеса принимаем сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение, твёрдость , ,  HB [235….262]

2.5.2 Допускаемое контактное напряжение

 , (6)

где  - твердость по Бринеллю;

 - коэффициент цикличности;

.5.3 Допускаемое напряжение на изгиб

 , (7)

где - предел выносливости материала;

- запас прочности;

 коэффициент концентрации напряжений у корня зуба, согласно рекомендациям [1 , с. 266];

коэффициент режима.

Принимаем

.5.4 Предварительное значение межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяем по формуле:

, (8)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для косозубых передач );

 - передаточное число передачи ();

 - крутящий момент на тихоходном валу, ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ( для прирабатывающихся зубчатых колёс );

- коэффициент ширины зубчатых колёс ();

- расчётное значение допускаемого контактного напряжения,

Принимаем , с учётом особенностей конструкции ходовой части привода.

2.5.5 Определяем рабочую ширину венцов шестерни и колеса

  (9)

.5.6 Определяем модуль передачи

При твёрдости рабочих поверхностей зубьев и  

 (10)

По стандартному ряду модулей принимаем

.5.7 Суммарное число зубьев

  (11)

.5.8 Число зубьев шестерни и колеса

  (12)

.5.9 Степень точности изготовления колес

Определяем окружную скорость зубчатых колёс:

 , (13)

где

Согласно рекомендациям[10, табл. 2.5, с. 14] принимаем степень точности, при этом по [10, табл. 26, с. 267] , поэтому проверка рабочих контактных напряжений не требуется.

2.5.10 Проверка прочности зубьев на изгиб

Напряжение в опасном сечении зуба

, (14)

где окружное усилие,

общий коэффициент нагрузки ()

коэффициент формы зуба (для z=36,)

; (15)

Условие прочности выполняется, так как расчёт ведётся по пусковой мощности, то проверку передачи на кратковременную пиковую нагрузку не производим.

2.5.11 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:

 (16)

Радиальная сила:

 (17)

Осевая сила:

. (18)

.6 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Принимаем материал приводного вала сталь 45, термообработка - улучшение, твёрдость 235…..262; ; .

Предварительно диаметр вала определяем из расчёта на кручение, принимая :

 (19)

Рисунок 2.1 - Расчётная конструкция вала

Для посадки зубчатого колеса, подшипников и обоймы предусматриваем цилиндрические участки, для головки ножевой - конический участок. Для фиксации этих деталей, на валу предусматриваем упорные буртики. Для передачи вращающего момента применяем шпоночные соединения. Высоту буртиков вала принимаем по соотношению , согласно рекомендациям.

Вычерчиваем эскиз вала в соответствии с рисунком 2.1, на котором ступени Æ120s6 (под шпонку обоймы зубчатой муфты), Æ180к6 (под передний подшипник) и 130к6 (под задние подшипники), Æ190 (под зубчатое колесо).

Условиям прочности удовлетворяют.

2.7 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

По результатам ориентировочного расчёта приводного вала выбираю подшипники роликовые радиально упорные:

Для опоры А № 2097136:

= 280мм, d = 180 мм, Т = 134 мм, С = 729000 Н, С0 = 968000 Н,

е = 0,28, Y = 2,43 () и Y = 3,62 ().

Для опоры В № 7526:

= 230 мм, d = 130 мм, В = 64,0 мм, Т = 67,75 мм, С = 387000 Н,

С0 = 429000 Н, е = 0,43, Y =1,39

2.8 Эскизная компоновка узла приводного вала

Эскизную компоновку приводного вала выполняем в масштабе 1:5. Эскизная компоновка устанавливает взаимное расположение ножевой головки, приводного вала, зубчатого колеса, обоймы зубчатой муфты, подшипников качения и их корпусов.

2.9 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

Дано:  ; ;;

Вертикальная плоскость.

å

å

Горизонтальная плоскость:

å

å

.9.1 Суммарные опорные реакции

.

Предварительно выбран подшипник № 2097136:

 ;

Имеeм

Осевые составляющие радиальной нагрузки:

 (20)

 (21)

Осевые нагрузки подшипников:

Приведённые нагрузки подшипников:

;

, (22)

 где  - коэффициент безопасности, согласно рекомендациям [29, с 133].

Требуемая динамическая долговечность для более нагруженного подшипника под опорой А:

, (23)

где  - требуемая долговечность для зубчатых редукторов.

Условия работы удовлетворенны

2.10 Уточненный расчет приводного вала

2.10.1 Построение эпюр моментов

Расчетная схема вала:

Эпюра суммарных изгибающих моментов:

Эпюра крутящих моментов:

Эпюра эквивалентных моментов:

2.10.2 Определение запаса прочности в опасном сечении

Согласно построенным эпюрам опасным сечением является сечение под зубчатым колесом. Концентрация напряжений вызвана наличием шпоночного паза и посадкой зубчатого колеса с натягом.

В этом сечении  .

Принимаем, что нормальное напряжение изменяется по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчётным напряжениям:

 (24)

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна:

 (25)