Проектирование привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

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»

 

 

 

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:

                                            (1.7)

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): 40,50,63,71,80,90,100,112,125,160,200,250,280,315 [1].

        После округления принимаем

Предварительные основные размеры колес.

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

при твердости поверхности  зубьев колес 

;                                                 (2.19)

при твердости 

(как в нашем случае):

                     (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;6,0;8,0;10,0.

2-q ряд: 1,125;1,375;1,75;2,25;2,75;3,5;4,5;5,5;7,0;9,0.

        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)