Серьга,

Гидроцилиндр поворота люльки,

Плита,

4 – люлька,

5 – гидроцилиндр выдвижения гильзы,

6 – гильзу,

7 – пружинные упоры.

Стол подъемно-поворотный предназначен для поворота рулона в положение, удобное для размотки, при котором образующая рулона перпендикулярна оси стана. После остановки рулона над подъемно - поворотным столом, включением гидропривода подъема стола производится подъем стола с рулоном, и освобождается штанга кантователя. Подъем стола производится до уровня, достаточного для ввода внутрь рулона штыря задающего устройства. После вывода из рулона штанги кантователя включением сервопривода стол разворачивается в зависимости от направления навивки в правую или левую сторону. В рулон вводится штырь задающего устройства, после чего подъемно – поворотный стол опускается, оставляя рулон на штыре.

Работа подъёмно-поворотного стола проходит с участием как гидроцилиндра, так и гидромеханического привода поворота призмы.

1. Шток подъёма призмы

2. Гидроцилиндр подъёма призмы

3. Призма

4. Гидромеханический привод поворота призмы

Устройство задающее предназначено для съема и передачи рулона с подъемно – поворотного стола и передачи его на подъемный стол тележки разматывателя при нахождении ее на первой позиции. Устройство задающее состоит из качающейся рамы, на которой установлен гидроцилиндр перемещения штыря. После опускания подъемно-поворотного стола включением гидропривода перемещается качающая рама со штырем и переносит рулон к подъемному столу тележки разматывателя. Стол тележки разматывателя поднимается и снимает рулон со штыря. Рама и штырь возвращается в исходное положение и цикл повторяется.

1. Гидроцилиндр

2. Штанга

3. Рама

4. Рычаг

5. Гидроцилиндр перемещения рамы

6. Пружинные упоры

Со штыря устройства задающего рулон устанавливается на ролики подъемно - поворотного стола. Последний поднимает рулон, освобождая штырь устройства задающего. Затем штырь выводят из рулона, и тележка перемещается на позицию 2. Одновременно с перемещением тележки роликами подъемно-поворотного стола рулон поворачивается в положение, удобное для отгибки конца полосы. После остановки тележки на позиции 2 включается гидропривод фиксатора. Подъемно-поворотным столом рулон поднимается до упора в верхний прижимной ролик. Скребок отгибает конец полосы и зажимает его между приводным роликом и холостым, установленным на скребке. Включением приводного ролика и роликов подъемно-поворотного стола конец полосы передается на проводки, задающие и далее на в разделительно-задающее устройство.

Полоса останавливается, конец ее зажимается и удерживается разделительно - задающей машиной до полной размотки рулона. После окончания размотки предыдущего рулона разводятся конуса разматывателя и фиксаторы, затем тележка перемещается в позицию 3. Одновременно конец полосы задается в правильную машину. На позиции 3 рулон устанавливается в конусах разматывателя, а тележка возвращается на позицию 1.

Разделительно-задающая машина предназначена для задачи полосы в правильную машину. Машина представляет собой два ролика, собранных на раме с проводкой. Верхний не приводной ролик – для зажима полосы, нижний ролик приводной. Центровка полосы в машине осуществляется, посредством левой и правой кареток с вертикальными роликами, которые при помощи пневмоцилиндра и системы реек равномерно сближаются и центрируют полосу по оси агрегата. Настройка центрирующих роликов на заданную ширину полосы осуществляется перемещением каретки пневмоцилиндра электродвигателем через червячный редуктор и винтовую передачу.

Листоправильная машина с тянущими роликами предназначена для правки рулонной ленты. Машина состоит из следующих узлов и механизмов: узел станины; ролики рабочие; ролики опорные; ролик направляющий; ролики тянущие. Тянущие ролики предназначены для задачи ленты в машину. Они вмонтированы в общую станину с рабочими роликами. Верхний ряд рабочих роликов устанавливается на ползуне, который перемещается в направляющих верхней станины и удерживается пружинными подвесками. Для определения величены хода ползуна, устанавливается указатель величины хода. Для уменьшения прогиба рабочих роликов последние опираются на опорные

В схему привода листоправильной машины помимо редуктора входит и шестеренная клеть

1. Электродвигатель

2. Редуктор

3. Шестерённая клеть

4. Шпиндель

5. Рабочая клеть

 

Расчет тягового усилия и мощности привода приемного конвейера

 

Рассчитать тяговое усилие цепного конвейера при следующих данных: вес рулона G=30 т, длина конвейера (расстояние между приводными и натяжными звездочками) L=18,8 м, расстояние между цепями l=1,2 м, число цепей z=2.

 

Рисунок 3. Общий вид приемного конвейера.

(1-цепи конвейера, 2-ведущие звездочки, 3-ведомые звездочки)

 

В качестве тягового элемента принимаем катковую цепь с шагом звена t=200 мм, шагом по зацеплению t_ц=400 мм и массой одного погонного метра цепи q_ц=24,6 кг (по таблице ІІІ.12 «Цепи тяговые пластинчатые по ГОСТ 588-64» –[1] стр. 172)

Погонная нагрузка от веса груза на цепь

, кг/м

, кг/м

Натяжение цепи в точке сбегания с приводной звездочки от провисающего участка

, кг

где: λ=18,8 м – длина свободно висящего участка цепи;

δ – величина провисания цепи.

, м

, м

, кг

Натяжение цепи по точкам перегиба контура конвейера

, кг

, кг

где ω=0,017 – коэффициент сопротивления движению цепи (по таблице 7.11 –[1] стр.119)

, кг

, кг

где k=2 – коэффициент сопротивления на звездах

, кг

, кг

, кг

Тяговое усилие на приводных звездочках

, кг

, кг

Расчетная мощность привода

, кВт

где η=0,94 – к. п. д. привода

2– число приводов.

, кВт

Кинематический расчет привода с червячно-цилиндрическим редуктором.

 

Кинематический расчет привода состоит из следующий основных частей: определения общего передаточного числа; разбивка общего передаточного числа по ступеням; определение кинематической погрешности.

 

Рисунок 3 – Кинематическая схема червячно-цилиндрического редуктора

 

Общие рекомендации к расчету

 

Вращающий момент передается от электродвигателя входному валу редуктора через муфту и частота вращения входного вала равна частоте вращения вала электродвигателя.

Редуктор двухступенчатый: на первой ступени: глобоидная червячная передача; на второй ступени: цилиндрическая зубчатая, колеса которой имеют кругловинтовые зубья.

Двухступенчатых червячно-цилиндрический редуктор имеет оптимальную конструкцию, большой диаметр ведомого элемента (колеса) цилиндрической передачи излишне увеличивает ширину корпуса редуктора. Поэтому передаточное число цилиндрической и червячной передачи рекомендуется назначать в пределах

u_черв= 3,15-5, u_цил= 8-40.

Кинематическая цепь привода: электродвигатель – червячная передача – цилиндрическая передача, то есть

u_общ = u_р = u_1,2 u_3,4

где u_р – общее передаточное число редуктора;

u_1,2 – передаточное число червячной передачи;

u_3,4 – передаточное число цилиндрической передачи.

Привод содержит три вала, частота вращения которых:

n_эд= n_вх – частота вращения вала электродвигателя и входного, частота вращения червяка;

n_пр - частота вращения промежуточного вала, частота вращения червячного колеса и шестерни;

n_вых - частота вращения выходного вала, частота вращения зубчатого колеса.

Потери мощности, оцениваемые КПД, учитываются в следующих узлах привода: подшипниках входного вала, зацеплении пары цилиндрических колес, подшипниках промежуточного вала, зацеплении червячной передачи, подшипниках выходного вала, то есть

 

Выбор электродвигателя

Исходными данными при выполнении кинематического расчета являются кинематическая схема привода и электродвигатель ДП-810 со следующими параметрами:

мощность N=29кВт;

напряжение U= 220В

частота вращения n=590 об/мин.

Определяем потребную мощность привода по формуле:

где W₀ – тяговое усилие конвейера;

η_прив – КПД привода, который равен

По таблице 6 стр. 28 [1] определяем диапазон значений КПД.

Определяем КПД червячной передачи:

где u_черв – передаточное отношение червячной передачи (ориентировочно принимаем u_р=265, u_цил=5,6, u_черв= 47)

кВт

 

Кинематический расчет

 

Определяем общее передаточное число привода:

 

 

 

Разбиваем общее передаточное число по ступеням. От разбивки общего передаточного числа в двухступенчатых редукторах в значительной степени зависят удобство смазывания колес и компоновки деталей, а также конструкция конуса и его габариты. Универсальной рекомендации по разбивке общего передаточного числа по ступеням, удовлетворяющей всем указанным условиям, не существует.

Выбор способа разбивки зависит от конкретных требований, которым должна отвечать конструкция: обеспечения минимальных габаритов редуктора, минимальной массы зубчатых колес, получения одинакового погружения зубчатых колес всех ступеней в масляную ванну, создание устойчивости наименьшей площади корпуса редуктора.

При разбивки воспользуемся рекомендациями таблицы 12 стр. 35 [1] для червячно-цилиндрического редуктора, согласно которым

u_т =3,15-5

Принимаем u_т =5.

Из стандартного ряда (таблица 10 стр. 32 [1]) назначаем u_черв = 50.

Находим фактическое передаточное число редуктора:

Рассчитываем кинематическую погрешность. Оценка погрешности кинематического расчета редуктора заключается в расчете ошибки фактического передаточного числа относительно номинального.

Поскольку при [u]=5% выполняется условие , можно сделать заключение о том, что кинематический расчет выполнен удовлетворительно.

 

Расчеты частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода.

 

Определяем частоты вращения на валах:

об/мин

об/мин

 

об/мин

Рассчитываем мощности, передаваемые отдельными элементами привода:

кВт

кВт

кВт

кВт

кВт

кВт

Находим вращающие моменты:

Нм

 

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Результаты расчетов заносим в таблицу.

 

 

Таблица 2 - Результаты кинематического расчета.

Параметры	Электрод- вигатель	Редуктор
1 ступень	2 ступень
Z1	Z2	Z3	Z4
n, об/мин			11,8	11,8	2,3
P, кВт		27,2	18,77	18,58	18,02
T, Нм	469,4	440,27	15190,97	15037,2	74822,17
u	-

 

Расчет червячной передачи

 

Анализируя назначение привода, полагаем, что передача установлена в слабо вентилируемом помещении со средней температурой воздуха t₀=20⁰C.

Его основная цель – определение межосевого расстояния передачи из условия контактной выносливости зубьев колеса.

 

Проектировочный расчет

 

Выбор материала зубьев колеса производится в зависимости от величины скорости скольжения в зацеплении, твердости и чистоты поверхности витков червяка.

Определяем скорость скольжения:

 

м/с

По таблице 44 стр. 178 [1] и таблице 45 стр. 180 [1] назначаем:

МПа

МПа

для червяка – сталь 45 закаленную ТВЧ до твердости 50 HRC с последующей шлифовкой и полировкой витков,

для колеса – безоловянную бронзу Бр А9ЖЗЛ с отливкой в кокиль.

Так как венец червяка колеса выполнен из безоловянной бронзы, принимаем K_HL=1.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения:

МПа

Предварительно назначаем по таблице 52 стр. 192 [1] для u_ном=50 коэффициент диаметра червяка, который может иметь значения: 12,5 и 20. Наиболее часто повторяется значение 12,5. Поэтому q = 12,5 наиболее вероятно. При этом отношение

Находится в рекомендованных пределах

Рассматриваем коэффициент нагрузки:

где К_v – коэффициент динамичности равный 1,0-1,3 при υ_s = 1,5-7,5 м/с, принимаем К_v =1,2;

К_β – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии равный 1,03-1,1, при q=12,5 принимаем К_β = 1,05.

Рассчитываем потребное межосевое расстояние:

где К_аТ’=310 МПа^1/3 по таблице 47 стр. 184 [1].

мм

Принимаем из стандартного ряда по таблице 46 стр. 183 [1] а_черв=500 мм.

По таблице 52 стр. 192 [1] назначаем параметры передачи:

Z₁=1; Z₂=50; m=16; q=12.5; x=0; u=50.

Рассчитываем остальные геометрические и конструктивные параметры передачи:

для червяка:

мм

мм

мм

мм

для колеса:

мм

мм

мм

Проверка:

мм

 

Принимаем следующие формулы из таблицы 53 стр. 198 [1].

мм

Принимаем b₁=248 мм, так как для шлифованных червяков b₁ увеличивается на (35-40) мм при m=10-16.

мм

мм.

В соотве6тствии с таблицей 54 стр. 199 [1] назначаем 8 степень точности передачи по СТ СЭВ 311-76.

 

Проверочный расчет

 

Его основная цель – определение контактных напряжений при окончательно принятых параметрах передачи. Эти напряжения не должны превышать напряжений допускаемых.

Определяем фактическую частоту вращения колеса:

об/мин

Рассчитываем угол подъема витков червяка:

Находим фактическую скорость скольжения:

м/с

Следовательно, материал колеса выбран правильно.

Определяем КПД червячного зацепления:

где ρ’=2⁰ по таблице 49 стр. 188 [1].

Ранее было принято КПД равный 0,69. Полученное отклонение равно нулю.

Принимаем коэффициент долговечности по условию контактной прочности К_HL=1 и коэффициент долговечности по условию изгибной выносливости зубьев колес К_FL=1,4.

Допускаемые напряжения:

контактные [σ]_H=160 МПа;

изгибные [σ]_F=58 МПа.

Определяем допускаемые напряжения с учетом режима работы передачи:

МПа

МПа

Уточняем коэффициенты расчетной нагрузки:

где К_V – коэффициент динамичности,

К_β – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии.

Принимаем К_V =1,2

По таблице 55 принимаем θ=157 и х=0,74.

Рассчитываем контактные напряжения:

где Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов спряженных зубчатых колес, принимаем по таблице 21 стр. 72 [1];

Z_H – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубой передачи

Принимаем Z_M =8600МПа ^½

МПа

Сравниваем с допустимым значением:

165,7 МПа > 160МПа

 

Определяем перегруз, который не должен превышать допустимый:

Контактная усталостная прочность обеспечена, так как допускается перегрузка по контактным напряжениям до 5% из рекомендаций.

Определяем расчетные изгибные напряжения:

где Y_F – коэффициент формы зуба червячного колеса.

По таблице 48 стр. 185 [1], принимаем Y_F =1,45, что соответствует числу зубьев эквивалентного колеса:

Сравниваем с допустимым значением:

23,95 МПа < 81 МПа

 

Изгибная усталостная прочность обеспечена.

Проверяем передачу на статическую прочность при кратковременных перегрузках:

где К_пер – коэффициент перегрузки

МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба при статической перегрузке передачи:

Для бронзы БрА9ЖЗЛ σ_В=490 МПа.

МПа

Сравниваем с допустимым значением:

50,5 МПа < 294 МПа

Статическая изгибная прочность при перегрузках обеспечена.

Проверяем передачу на теплостойкость:

 

Определяем рабочую температуру масла:

где К_t – коэффициент теплопередачи;

S_t – площадь поверхности теплоотдачи.

Принимаем t₀=20⁰С, К_t=20 кВт/м^{2 0}С – охлаждение искусственное обдувом воздухом по таблице 50 стр. 189 [1], F/Fн=0,4.

Под площадью поверхности теплоотдачи понимается внешняя часть корпуса, которая омывается или обрызгивается изнутри маслом. Если для увеличения внешней поверхности на корпусе сделаны ребра, выступы, бобышки, в состав теплоотдающей поверхности включается только 70 % их внешней площади.

м²

⁰С

Сравниваем с допустимым значением:

47,6⁰С <60⁰С

 

Теплостойкость передачи обеспечена.

 

Расчет зубчатой передачи

 

Проектировочный расчет

 

Основной задачей является назначение материалов и расчет напряжений.

Принимаем для изготовления шестерни и колеса Сталь 45 с термообработкой – улучшение.

Обоснование: зубья нарезают после термообработки заготовки. При этом достигается достаточная твердость изготовления зубчатых колес без использования дорогих финишных операций. Колеса хорошо прирабатываются.

По таблице 26 стр. 87 [1] и по таблице 27 стр. 88 [1] выбираем:

для шестерни:

твердость поверхности зубьев Н₁=269-302 НВ (наиболее вероятная твердость 285 НВ);

σ_В1=890 МПа; σ_Т1=650 МПа;

для колеса:

твердость поверхности зубьев Н2=235-262 НВ (наиболее вероятная твердость 250 НВ);

σ_В2=780 МПа; σ_Т2=6540 МПа;

 

Определяем допускаемые контактные напряжения:

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости;

S_H – коэффициент безопасности;

K_HL – коэффициент долговечности;

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

Z_V – Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

K_L – коэффициент, учитывающий влияние смазки;

K_XH – коэффициент, учитывающий влияние размера колеса.

По таблице 28 стр. 90 [1] принимаем:

для шестерни:

МПа

По таблице 29 стр. 91 [1] принимаем S_H=1,1; К_HL=1; Z_R=1; Z_V=1; K_L=1; K_XH=1.

МПа

 

для колеса:

МПа

По таблице 29 стр. 91 [1] принимаем S_H=1,1; К_HL=1; Z_R=1; Z_V=1; K_L=1; K_XH=1.

МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубой цилиндрической передачи принимаем меньшее из [σ]_H1 и [σ]_H2 - [σ]_рас=518 МПа.

Назначаем коэффициенты:

Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса ψ_ba=0,315 по таблице 30 стр. 94 [1]. А так же по таблице 37 стр. 105 [1] К_Нβ=1,15 при b₂/d₁=0,945 и условии, что колеса прирабатываются и находятся вблизи одной из опор; а для прямых зубьев принимаем К_Нα=1. По таблице 38 стр. 106 [1] принимаем K_HV=1,2.

Определяем межосевое расстояние:

где К_ар – средний суммарный коэффициент, по таблице 22 принимаем равным 9,75 10³ МПа^1/3;

К_Нβ - коэффициент распределения нагрузки по ширине колеса;

К_Нα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_HV - коэффициент динамического нагружения зубьев;

ψ_ba - коэффициент ширины зубчатого колеса.

мм

Принимаем по таблице 32 стр. 98 [1] стандартное значение а=1000 мм.

Назначаем модуль:

мм

Принимаем модуль из ряда значений по СТ СЭВ 310-76 равный 10.

Для силовых передач рекомендуется принимать модуль из условия обеспечения повышения плавности работы передачи.

- целое число.

Назначаем числа зубьев:

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем процент ошибки, который не должен превышать 5%:

Рассчитываем геометрические размеры зубчатых колес:

мм

 

Принимаем по таблице 34 стр. 100 [1] из ряда нормальных линейных размеров b₂=320 мм.

мм

мм

мм

мм

мм

мм

Проверка:

мм

 

Назначаем степень точности:

 

Одним из основных показателей качества зубчатых колес является их точность. Точность изготовления зубчатых колес и передач означает не только их кинематические и эксплуатационные показатели, а и такие характеристики как интенсивность шума и вибрации, а также существенно влияет на показатели прочности передачи, долговечность ее работы, потери на трение и т. д.

По нормам кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев зубчатые передачи делят на 12 ступеней точности. Основанием для назначения степени точности зубчатых колес рассчитываемой передачи является окружная скорость.

 

Определяем окружную скорость:

 

м/с

По таблице 35 стр. 103 [1] и по таблице 36 стр. 104 [1] назначаем степень точности – 9 ГОСТ 1643-81.

 

Проверочный расчет

Преследует цель проверить работоспособность передачи по все возможным критериям работоспособности. Неудовлетворительные результаты хотя бы одной проверки требуют изменение параметров передачи.

Проверяем на контактную усталостную прочность:

где Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов спряженных зубчатых колес, принимаем по таблице 21: «Значения Z_M» стр. 72 [1] равным 275 МПа^½;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

здесь ε_α – торцевой коэффициент перекрытия

Z_H – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубой передачи принимаем равным 1,77

МПа

Расчетным условие является:

468,1 МПа<570 МПа

Контактная усталостная прочность обеспечена.

Проверяем на усталостную изгибную прочность:

Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса в общем случае разная, поэтому для дальнейшего расчета необходимо установить «слабый» элемент.

«Слабым», подлежащим дальнейшему проверочному расчету, зубчатым колесом пары будет то, у которого меньше отношение

Определяем допускаемое изгибное напряжение:

где σ_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе;

S_H – коэффициент запаса;

K_FC – коэффициент, учитывающий направление приложения нагрузки к зубьям;

K_FL – коэффициент долговечности.

для шестерни:

по таблице 39 стр. 109 [1] принимаем

МПа

Принимаем K_FC=1, K_FL =1, и по таблице 41 принимаем S_H=2,2.

МПа

для колеса:

МПа

Принимаем K_FC=1, K_FL =1, S_H=2,2.

МПа

Принимаем по таблице 24 стр. 78 [1] при Z₁=40 и Z₂=100 и более Y_F1=3,7 и Y_F2=3,6.

Более «слабым» элементом является колесо, по которому ведется дальнейший расчет.

Расчетным условие является:

24,5 МПа<205 МПа

Изгибная усталостная прочность обеспечена.

Проверяем на контактную прочность при действии максимальных нагрузок:

Определяем максимальное контактное напряжение:

где К_пер – коэффициент перегрузки

МПа

Расчетным условие является:

МПа

680МПа<1512 МПа

Контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Проверяем на изгибную прочность при действии максимальных нагрузок:

Определяем максимальное изгибное напряжение:

МПа

МПа

Расчетным условие является:

51,7 МПа<688 МПа

Изгибная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Результаты расчетов обеих передач заносим в таблицу.

Таблица 3 - Результаты расчетов

Параметры	Червяк	Червячное колесо	Шестерня	Зубчатое колесо
Межосевое расстояние	500 мм	1000 мм
d, мм
dα, мм
df, мм	161,6	793,6
dω, мм			-	-
dam, мм	-		-	-
b, мм

 

Расчет валов

Выбираем в качестве материала вала конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-88 со следующими механическими характеристиками:

б_В=520МПа, б_т =280Мпа, τ_Т =170МПа, б_-1 =250МПа, τ_-1 =150Мпа

Определяем диаметр выходного конца входного вала:

Так как конструкция вала на данном этапе расчета не известна, то предварительно определяем минимальный диаметр из расчета только на кручение:

где [τ] – условное допускаемое напряжение при кручении, обычно принимается из расчета [τ]=15-30 МПа.

Таким образом, получаем:

мм

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 6636-69, которое должно соответствовать посадочному диаметру зубчатой муфты. Принимаем d_вых=160 мм.

Определяем диаметр выходного конца п