Дипломная (вкр): Модернизация конструкции четырехвалковой листогибочной машины для производства труб и обечаек большого диаметра

Рисунок 2.5 - Эскизная компоновка вала

2.12 Проверка шпоночного соединения

.12.1 Редуктор - вал приводной

Шпонка 12×12×100 ГОСТ 23360-78

Шпоночное соединение проверяется из условия:

, (2.13)

, (2.14)

где [σсм] - допустимое напряжение на смятие, [σсм] =200 МПа;

ТП.В. - передаваемый крутящий момент, ТП.В. =4570 Нм;- диаметр вала, d=100 мм;- глубина шпоночного паза, h=12мм;- длина шпонки, l=100мм;- ширина шпонки, b=12мм;- рабочая длина шпонки

.

Выбранная шпонка выдержит передаваемые напряжения, т.к соответствует условию .

2.12.2 Мотор-редуктор - соединительный вал

Шпонка 10×8×70 ГОСТ 23360-78

Т=320Нм - крутящий момент на выходном валу

Определим напряжение на смятие:

,

.

Выбранная шпонка соответствует условию.

2.13 Проверка вала на выносливость

.13.1 Определение реакций в опорах

Определение силы от несоосности валов:

, (2.15)

Определение реакций в опорах А и В:

, (2.16)

, (2.17)

Определение изгибающих моментов:

, (2.18)

, (2.19)

где Fм - сила от несоосности валов, Н;

ТП.В. - крутящий момент на приводном валу, Нм;, RB - реакции в опорах А и В, Н;, lBC, lAB - длины участков вала, м;

МA, МB - изгибающие моменты, Нм.

Подставим данные значения в формулы и получим:

Реакции в опорах:

Изгибающие моменты:

.

По полученным данным построим эпюры. Эпюры изгибающих и крутящих моментов представлены на рисунок 2.6.

Рисунок 2.6 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

2.13.2 Определение напряжений изгиба и кручения

Определяем осевой момент сопротивления сечения:

, (2.20)

Определение полярного момента сопротивления сечения:

, (2.21)

Определение напряжений изгиба:

, (2.22)

Определение напряжений кручения:

, (2.23)

где W - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;- полярный момент сопротивления сечения вала, мм3;

σИ - напряжения изгиба, Н/мм3;

τК - напряжения кручения, Н/мм3.

Подставим значения в формулы:

;

;

Необходимо произвести проверочный расчет на выносливость.

2.13.3 Проверочный расчет на выносливость

Для того, чтобы проверить вал на выносливость необходимо рассчитать коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям .

; (2.24)

; (2.25)

; (2.26)

где [S] - допустимое значение коэффициента запаса прочности;

Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

σ-1 и τ-1 - пределы выносливости соответственно при изгибе и кручении, Н/мм2;

σа и τа - амплитуда напряжений цикла;

σm и τm - среднее напряжение цикла;

ψσ и ψτ - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

кd - масштабный фактор;

кF - коэффициент влияния шероховатости;

Найдем коэффициенты запаса прочности по касательным и нормальным напряжениям и подставим в общую формулу:

Полученный результат соответствует условию S›[S], следовательно вал выдержит применяемые напряжения.

2.14 Проверка подшипников качения

.14.1 Параметры подшипников качения

Шариковый упорный подшипник ГОСТ 6874 - 75 8109.

Параметры подшипника: d=40мм, D=60мм, H=13мм, r=1мм, C=27000H, Co=53000H;

Шариковые радиальные подшипники ГОСТ 7242 - 70 №80208.

Параметры подшипника: d=40мм, D=80мм, H=18мм, r=2мм, C=32000H, Co=17800H, m=0.36кг;

Шариковые радиально-упорные подшипники ГОСТ 7242-91=100мм; D=150мм; H=20мм; r=2мм; C=35100H; Co=19800H; m=0.46кг.

2.14.2 Определение эквивалентной нагрузки

1) Шариковый упорный подшипник

, (2.27)

где Ра - эквивалентная динамическая осевая нагрузка, Н;- осевая нагрузка на подшипники, Fa=505Н;

кσ - коэффициент безопасности; кσ=1,3

кТ - температурный коэффициент; кТ=1,4

.

) Шариковый радиальный подшипник

Расчет производится по более нагруженной опоре В.

, (2.28)

где Pr - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н;

Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х=1;

У - коэффициент осевой нагрузки, У=0;- радиальная нагрузка на подшипник, RB=2589Н;

кσ - коэффициент безопасности; кσ=1,3;

кТ - температурный коэффициент; кТ=1,4;- осевая нагрузка на подшипник, Fa=505 Н;- коэффициент вращения, V=1.

.

2.14.3 Определение долговечности подшипников

Расчетную долговечность подшипника определяют по формуле:

, (2.29)

где n - частота вращения кольца, n=12,12 об/мин;- базовая динамическая радиальная грузоподъемность подшипника, Н;- эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;

Р=919 Н- показатель степени, m=3.

1)      Шариковый упорный подшипник

В одной опоре установлены два одинаковых упорных подшипника, поэтому базовая динамическая радиальная нагрузка равна:

, (2.30)

Подставив значения в формулу получаем:

2)      Шариковый радиальный подшипник:=32000H; n=12,12об/мин; Pr=4712H,

Тогда получим:

Подшипник пригоден для машины, если расчетная долговечность больше или равна требуемой L10h≥Lh.

Рекомендуемое значение Lh=20000…30000ч.

Выбранные подшипники удовлетворяют условию.

2.15 Проектирование винтовой пары

В четырехвалковой листогибочной машине винтовые пары служат для регулировки валков. Они расположены в станинах. В данном дипломном проекте необходимо уменьшить ход нижнего и боковых валков.

2.15.1 Кинематический расчет

Угловая скорость ω и частота вращения nП.В. связаны со скоростью поступательного движения v зависимостями

, (2.31)

, (2.32)

где Рр - шаг резьбы, мм;- число заходов резьбы;- скорость поступательного движения, мм/с.

КПД винтовой пары в случае преобразования вращательного движения в поступательное, с учетом дополнительных потерь (в резьбе из - за ошибок изготовления и потерь в опорах) определяется:

, (2.33)

где Ψ=30˚ - угол подъема винтовой линии (резьбы);

ρ=5˚- приведенный угол трения.

Определение скорости поступательного движения:

где nП.В.=12,12 об/мин - частота вращения приводного вала;=3мм - шаг трапецеидальной резьбы;=1 - число заходов резьбы;

Определение угловой скорости:

где ω - угловая скорость;

.

2.15.2 Определение среднего диаметра резьбы винтовой пары

Зависимость между мощностью Р на ведущем звене, необходимая для создания на ведомом звене осевой силы Fa находят из уравнения:

, (2.34)

, (2.35)

где Р - мощность на ведущем звене, Вт;- осевая сила, Н;

ηв-п - КПД винтовой пары.

Средний диаметр резьбы определяют по формуле:

, мм, (2.36)

где γ=1,2…2,5 для неразъемных гаек;

γ=2,5…3,5 для разъемных;

[p]=12МПа - допускаемое давление между рабочими поверхностями резьбы винта и гайки для стали по бронзе и антифрикционному чугуну;- осевая сила, Fa =370Н.

2.15.3 Расчет винтовой пары на прочность

Тело винта проверяют на прочность в зависимости от вида нагружения. Если винт испытывает сжатие, то во избежание продольного изгиба необходимо обеспечить запас устойчивости. Запас устойчивости проверяется из условия:

, (2.37)

где [ny] ≥4; по формуле Ясинского (при λ0≤λ≤λпред)кр - критическая осевая сила, Н;- осевая сила, Fa=370Н.

Критическая осевая сила определяется по формуле:

, (2.38)

, (2.39)

где λ - гибкость винта;

μ - коэффициент длины;

ι - длина винта;-радиус инерции сечения винта ().

Значения a, b, λ0, λпред берутся в справочных таблицах.

.

Следовательно винт диаметром 70 мм выдержит осевую нагрузку.

2.15.4 Проектирование гайки

Размеры опорного фланца гайки проверяют на срез и на смятие:

, мм, (2.40)

где НГ - длина гайки, мм;

ψГ - коэффициент высоты гайки;- средний диаметр трапецеидальной резьбы, мм.

, мм

Полученный результат округляют до ближайшего стандартного значения. Следовательно принимаем НГ=95мм.

Так как осевая сила мала, диаметр винта больше расчетного примерно в 10 раз и запас прочности винта ny=150 при [ny] ≥4, нет смысла проводить расчет наружного диаметра гайки и высоты заплечика из условий прочности на удельные давления.

2.16 Расчет клиноременной передачи главного привода

Важным этапом при проектировании механического привода является расчет и конструирование клиноременной передачи, которая обычно располагается сразу после двигателя, т.е. является быстроходной ступенью механизма. При выборе типа ремня целесообразно в первую очередь рассмотреть возможность использования плоского ремня как наиболее дешевого и доступного в эксплуатации.

2.16.1 Расчет диаметров ведущего и ведомого шкивов

Диаметр ведущего шкива определяется:

 (2.41)

где Т - момент на ведущем шкиве, Нм

 , (2.42)

Тогда получим:

Диаметр ведомого шкива без учета упругого скольжения определяется:

, (2.43)

Долговечность ремня и коэффициент полезного действия передачи снижаются с уменьшением параметров шкивов, поэтому диаметр ведущего шкива следует принимать возможно большим. По ГОСТ 20889-88 принимаем диаметр равный 180мм.

2.16.2 Выбор типа ремня по окружной скорости

Окружная скорость ремня определяется по формуле:

 (2.44)

По ГОСТ 12843-96 выбираем ремень Б-2000. Число ремней 3.

2.16.3 Уточнение передаточного числа с учетом упругого скольжения

Определяется по формуле:

 , (2.45)

где =0,01…0,02 - коэффициент упругого скольжения

2.16.4 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние находится из зависимости:

 , (2.46)

где =1,5 - коэффициент, зависящий от способа натяжения ремня(автоматическое натяжение).

2.16.5 Определение расчетной длины ремня

Расчетная длина ремня для открытой передачи определяется:

, (2.47)