Материал: Разработка конструкции и технологии изготовления штампового инструмента для изготовления железнодорожной шайбы

Число зубьев шестерни Z1= 17;

Число зубьев колеса Z2= 92;

Передаточное число u = 5,4;

Модуль зацепления т m = (0,09:0.I) d0 = 10:13,

Принимаем m =12;

Межосевое расстояние:

Ширина венца колеса:

b2 =ψa aw , мм,                                                                              (2.33)

где ψа =b2/aw =0.2:0.25 - коэффициент ширины венца колеса, консольнорасположенного относительно опор в открытых передачах.

b2=0.20∙654=130.8 мм,

принимаем b2= 130 мм

Определяем геометрические размеры колес.

Шестерня:

Делительный диаметр:

d1=m∙Z1=12∙17=204 мм.

Диаметр вершин зубьев:

da1=d1+2m=204+2∙12=228 мм.

Диаметр впадин зубьев:

Ширина венца шестерни:

b1 =b2 +(2:4)мм= 130+4 = 134 мм.

Колесо:

Делительный диаметр:

d2 =м∙Z2 =12∙92 = 1104 мм.

Диаметр вершин зубьев:

da2=d2 + 2m = 1104 + 2∙12 = 1128 мм.

Диаметр впадин зубьев:

df2 =d2 -2,4m = 1104-2, 4 ∙12 =1081,2 мм.

Ширина венца колеса:

b2 =130 мм.

2.2.9 Проверочный расчет на прочность зубчатой передачи

Первой проверкой является определение крутящего момента Мкп исходя из допускаемой пластической деформации зубьев. Для этого пользуются следующей формулой, дающей значение допускаемого крутящего момента на колесе:

где [σk]max - допускаемое нормальное контактное напряжение исходя из некоторой пластической деформации зубьев; принимается по данным табл. 17 [10],

Для материала зубчатого колеса - сталь 45Л нормализованная:

[σk]max =13400, кг/см2;

Для материала шестерни - сталь 45 улучшенная:

[σk]max =17600, кг/см2;

Слабым местом является колесо.

С - коэффициент, учитывающий модуль упругости материала зубчатого колеса и шестерни [10];

С - 2140 (сталь по стали).

С1= 1 - коэффициент, учитывающий угол зацепления. Для прямозубых некоригированных колес или колес с высотной коррекцией;

C1 =1 ;

кn - коэффициент нагрузки при расчете по допускаемым пластическим деформациям поверхностей зубьев:

кn= k1n k2 k4 - 1,3 ∙ 1 ∙ 1,4 = 1,82;

k1n- коэффициент перегрузки, k1n =Mkmax /Mknom , так как кузнечнопрессовые машины должны снабжаться предохранительными устройствами, рассчитанными на 30%-ную перегрузку, то к!п - 1,3;

к2 -коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса, возникающую вследствие упругой деформации опор, валов, а также неточностей изготовления (при твердости зубчатых колес НВ < 350 для открытых передач к2 =1);

к4 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении из-за неточностей изготовления (для прямозубых колес при окружной скорости >3м/с, k4 = 1,4:1,5);

Окружная скорость V зацепления определяется по формуле:

nк= 80 об/мин - число оборотов в минуту вала колеса;

u - передаточное отношение зубчатой передачи. Для наружного зацепления принемается u+1, для внутреннего u-1

Второй проверкой является определение допустимого крутящего момента Мки передаваемого колесом, исходя из усталостной прочности зубьев колеса на изгиб:

где ук = 0,193 - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев, угла их наклона, коэффициента смещения и типа передачи, который определяется для открытых передач - по табл. 24 [10];

Таблицы коэффициентов формы зуба дают значения для ведомых и ведущих колес открытых передач (угол трения ϕ = 8°).

[σ-1u] - 2500 - предел усталости материала колеса (кг/см2 ) при изгибе и симметричном цикле, выбирается по табл. 17 [1];

ке =1 - коэффициент, учитывающий степень перекрытия, принимается равным 1 для прямозубых передач и 1,3 - для косозубых и шевронных;

кu - коэффициент нагрузки при изгибе;

k = ku k2 к3ик4 = 1,3∙1∙0,517∙1,4 = 0,94;

k1- коэффициент перегрузки; при расчете на усталость к1=1;

ϕ'- коэффициент, учитывающий нагружение передачи моментом, обратным по знаку рабочему моменту, передаваемому муфтой ;

Для тихоходной передачи прессов с муфтой включения и тормозом, расположенными на коленчатом валу Ф' = 0;

Фσ - коэффициент, учитывающий свойства материала;

Фσ =Фσ 0+ψσ=1,8 + 0,1 = 1,9;

Фσ 0 = 1,8 - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и масштабный фактор, определяется по табл. 25 [10];

[nц] - коэффициент запаса прочности, относительно предела прочности при изгибе при нереверсивной нагрузке, для модулей до 14 мм включительно, для стального литья [nц] = 2,0, для стальных поковок [nц] = 1,8;

Коэффициент эквивалентной нагрузки при расчете на усталостную прочность к3и находят по формуле:

k3u=δu, (2.37)

где δи =0,495 - коэффициент интенсивности нагружения, при расчете на усталостную прочность;

ii = 5,4 - передаточное отношение от главного вала до рассчитываемой шестерни. Для колеса тихоходной передачи, установленного на главном валу, ii=0

nн = 80 - номинальное число ходов пресса;

pu=0.25 -коэффициент использования числа ходов;

kвер =0,45 - коэффициент вероятности нагружения.

Проверяем допускаемый крутящий момент исходя из усталостной прочности шестерни на изгиб:

=0.102

Фσ =Фσ 0+ψσ=1,8 + 0,1 = 1,9;

[nц]=1.8;

[σ-1u]=3300 кг/см2

2.2.10 Проектирование быстроходного вала

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину.

В нашем случае шкив клиноременной передачи и шестерня установлены консольно, на противоположных концах вала.

Диаметр d1 выходного конца вала определяется по формуле:

где где d1 - диаметр вала в мм; T - крутящий момент, Нм;

[τ]k - допускаемое напряжение на кручение, МПа. Обычно принимают [τ]k=20...25 МПа для концевых участков вала.

Полученное значение округляем до ближайшего большего из ряда R40 по ГОСТ 6636-69: принимаем d1 = d5 = 85 мм.

Длины концевых участков вала определяются:

под шкив l1 = (1,2:1,5)

d1 = (1,2:1,5)85 = 102:127,5 мм;

принимаем l1 = 105 мм;

под шестерню

l5 = (1,0:1,5) = (1,0:1,5)85 = 85:127,5 мм;

принимаем l1 = 125 мм;

Определим диаметр вала под подшипник:

d2 = d4≥ d1 +2t2 +1= 85 + 2∙5,6+1= 97,2 мм

где t2 - глубина шпоночного паза в ступице детали (ГОСТ 23360-78).

t2 = 5,6 мм, таблица 1.1 [12].

Принимаем стандартное значение dn = 100 мм.

Длина участка вала под подшипник в соответствии со стр.48 [12]:

l2=l4=1.4∙d2=1.4∙100=70 мм

Диаметр среднего участка определяется с учётом фасок на кольцах подшипника по формуле:

d3=d2 +3f= 100 + 3∙4 = 112 мм.

где ƒ- фаска внутреннего кольца подшипника ƒ = 4 мм (см. табл. 1.1).

Принимаем d3 - 115 мм.

2.2.11 Предварительный выбор подшипников качения

C учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 5721- 75 (подшипники роликовые, радиальные, двухрядные).

Подшипники предназначены для работы с радиальными нагрузками, но могут одновременно воспринимать и осевую нагрузку, действующую в обоих направлениях и не превышающую 25% величины неиспользованной радиальной нагрузки. Такие подшипники обладают значительно более высокой грузоподъемностью, чем сферические шарикоподшипники таких же габаритных размеров. Подшипники могут работать при значительном (2-3°) перекосе оси внутреннего кольца относительно оси наружного.

Области применения: буксы железнодорожных вагонов, насосы, компрессоры, редукторы большой мощности, прокатные станы, ходовые колеса мостовых кранов и т.п.

Обе опоры вала выполняют на подшипниках 3520 ГОСТ 5721-75, характеристика которых представлена в табл. 2.7.

Таблица 2.7 - Подшипники, устанавливаемые на быстроходном валу

Схема установки подшипников - «враспор», с одной фиксирующей опорой. B этом случае торцы внутренних колец обоих подшипников упираются в бортики вала. Внешние торцы наружных колец подшипников упираются в торцы крышек. Чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает.

В качестве опор подшипников используем стаканы, которые в свою очередь устанавливаются в посадочные гнезда в станине и фиксируются крышками.

Для герметизации подшипникового узла используем войлочное (сальниковое) уплотнение, которое представляет собой кольцо прямоугольного сечения из технического войлока-фетра, вставляемое в кольцевой трапециевидный паз и поджимаемое к поверхности вала предварительным деформированием.

.2.12 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

Определим значения консольных сил по формулам (табл. 2.8).

Таблица 2.8 - Значения консольных сил

При составлении расчетной схемы вала производится схематизация нагрузок, опор и формы вала. Вал будем рассматривать как балку, установленную на двух опорах. При этом подшипники заменяем шарнирно-подвижными опорами.

Определяем реакции опор А и В из уравнения моментов равновесия.

Реакции опор в вертикальной плоскости YOZ:

 MB =0; -Fr1 (l1 + l2)-RАу∙l2+Fon∙l3=0, H∙м, (2.40)

∑ MA=0; -=0 , H∙м, (2.41)

∑ y=0 ; =0 ;

,69+529,15+2469,83-2249,29=0

Реакции опор в горизонтальной плоскости XOZ:

 MB =0; -Fr1 (l1 + l2)-RАx∙l2+Fon∙l3=0, H∙м, (2.42)

∑  =0;  Н∙м, (2.43)

Проверка: Σy = 0; Ft1 -RAy + RBy -Fon =0;

2059.78 - 2800.9 + 2990.42 - 2249,29 = 0

Определяем суммарные радиальные реакции:

 ,  , H, (2.44)

RA ==2850.44 H;

RB =3878.49 H.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1.. .3, Нм:

Мx1 = 0; Мх2 = -Fr1 ∙ l1 = -749.69∙0.118 = -88.46; Мх3 = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Υ в характерных сечениях 1.. .4, Нм:

Му1=0;

МУ2 =Ft1 ∙l1 =2059.78 ∙ 0.118 = 243.05 Н∙м;

Му3 = -Fon · l3 = -2249,29 ∙ 0.116 = -260,91 Н∙м;

Му4 = 0;

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

M2= ; M3=My3 ;

==258.65 H∙м;=-260.91 H∙м.

Строим эпюру крутящих моментов, H∙м:

2.3 Модернизация пневмопривода муфты включения приводного вала пресса

Система включения пресса необходима для соединения исполнительного механизма с приводом и передачи момента от него на коленчатый вал или, наоборот, для остановки кривошипно-шатунного механизма в заданном положении при работающем электродвигателе. Основными элементами системы включения являются узлы пресса - муфта, тормоз и блок управление.

Система управления предназначена для своевременного включения и выключения муфты и тормоза, обеспечивая три режима работы: последовательных, одиночных и наладочных ходов ползуна кривошипной машины. Режим наладочных ходов характеризуется кратковременным движением ползуна при нажатии кнопки управления и остановкой при отпускании кнопки.

Система управления состоят из командной и исполнительной подсистем. Для командной подсистемы применяют стандартные электрические устройства. Для исполнительной подсистемы - механические, пневматические, электрические или гидравлические исполнительные механизмы.

Кнопки ручного управления располагают на стационарных или переносных пультах. Исполнительные механизмы получают сигналы управления от путевых бесконтактных выключателей, управляемых командоаппаратом - набором кулачков, вращающихся вместе с коленчатым валом. Профили кулачков рассчитывают исходя из требований обеспечения безопасности работы обслуживающего персонала и надежной работы оборудования на всех режимах.

В системе привода пресса используются фрикционные муфта и тормоз. При включении муфты вращательное движение и энергия от электродвигателя и маховика передается исполнительному механизму: кривошипному валу и ползуну пресса. При выключении муфты и включении тормоза останавливается исполнительный механизм и ползун пресса, а электродвигатель и маховик продолжают вращение. Муфта и тормоз взаимно блокируются системой управления: при включении муфты освобождается тормоз, который должен быть постоянно включенным. При непрерывной работе пресса автоматическими ходами, а также при работе автоматов муфта не выключается продолжительное время. При работе пресса одиночными ходами муфта может включаться несколько раз в минуту (0,1 ...0,9)nн, где nн - номинальная быстроходность.