Расхождение между заданными и действительными параметрами (не превышают 10 %) просчитывают по
формуле: Расчет гидропривода кантователя рулонов
Исходные данные представленный в таблице 5, взяты из технологической инструкции ТЭСЦ – 3, а также из документов, регламентирующих работу кантователя.
Таблица 5 – «Исходные данные»
1. Выбор номинального давления где
Округляем полученное значение номинального давления (МПа) до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 12445-80:
2. Выбор шестеренного насоса 2.1. Находим скорость прямого хода поршня где
2.2. Определяем подачу насоса
где
2.3 Определяем теоретическую подачу насоса где Принимаем теоретическую подачу 2.4.Находим рабочий объем насоса где 2.5.Находим рабочую мощность насоса 2.6.Определяем полную мощность насоса где Выбираем по каталогу насос V_85-2 со следующими техническими характеристиками: номинальная частота вращения номинальная подача давление на выходе давление на выходе мощность 2.7. Определяем параметры насоса. где n – номинальная частота вращения вала или где m – модуль зуба z – число зубьев (z=10) b – ширина венца зуба (b=4 m) Определяем диаметр шестерни Уточняем ширину венца зуба 3. Определение параметров гидроцилиндра 3.1 Максимально допустимая величина нагрузки на шток определяется из соотношения где 3.2. Диаметр штока можно определить по формуле: Принимаем диаметр штока равный 3.3.Находим толщину стенки гидроцилиндра где Толщина стенки гидроцилиндра равна 3.4. Вычисляем толщину дна гидроцилиндра 3.5. Определяем напряжение сжатия штока 4. Расчет трубопроводов 4.1. Определяем диаметр трубопроводов напорной линии: где
Полученный в результате расчета значения диаметра 4.2. Определяем диаметр трубопроводов сливной линии: где
Полученный в результате расчета значения диаметра округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда: 4.3. Расчет трубопроводов на прочность. Определяем толщину стенки трубопроводов. напорная линия Принимаем толщину стенки трубопроводов напорной линии сливная линия Принимаем толщину стенки трубопроводов напорной линии где
5. Расчет потерь давления в гидросистемах 5.1. Определяем режим движения жидкости: напорная линия где Следовательно, режим движения жидкости турбулентный. сливная линия где Следовательно, режим движения жидкости турбулентный. 5.2. Значение коэффициента потерь на трение по длине напорная линия сливная линия Потери давления на трение по длине трубопровода: напорная линия где
сливная линия
Потери давления на местных сопротивлениях: напорная линия где
сливная линия где
Принимаем потери давления в гидроаппаратах, по справочным таблицам Определяем суммарные потери давления в гидроприводе поступательного движения, представленного на рисунке потери давления в напорной линии
потери давления в сливной линии 6. Поверочный расчет гидроприводов 6.1. Действительное давление, развиваемое насосом в приводе поступательного движения, равно: при выдвижении штока цилиндра
при втягивании штока цилиндра
где
6.2. Расхождение между заданными и действительными параметрами не должно превышать 10%. при выдвижении штока цилиндра при втягивании штока цилиндра Выдранный по каталогу шестеренный насос V_85-2 со следующими техническими характеристиками: номинальная частота вращения номинальная подача давление на выходе давление на выходе мощность Рис.2. Схема гидропривода Кинематический расчет привода с червячным редуктором для листоправильной машины.
Кинематический расчет привода состоит из следующий основных частей: определения общего передаточного числа; разбивка общего передаточного числа по ступеням; определение кинематической погрешности. Общие замечания к расчету 1. Вращающий момент передается от электродвигателя входному валу редуктора через соединительную компенсирующую упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП) и частота вращения входного вала равна частоте вращения вала электродвигателя. 2. Редуктор одноступенчатый на ступени: глобоидная червячная передача; 3. Одноступенчатый червячный редуктор имеет оптимальную конструкцию. Передаточное число Выбор основных параметров. Заданному передаточному числу можно удовлетворить как при числе заходов Предполагая, что скорость скольжения в зацеплении не превышает 4 Витки червяка имеют твердость HRC
Принимаем
Для бронзы Бр.АЖ9-4Л имеем В редуктор будет залито масло из числа приведенных в (табл. 2) для которого
При известных числовых значениях имеем:
По (табл. 3) при q = 10,
Модуль Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения m и q1 (табл.4) Для проверки правильности выбора материала колеса найдем скорость скольжения в зацеплении. Для этого вычисляем диаметр делительного цилиндра червяка. Принимаем Скорость скольжения в зацеплении:
Здесь Отклонение при скорости f'= 0,020·1,5=0,03 и приведенный угол трения p'= 1º43'. Таким образом, окончательно принимаем передачу с параметрами: А = 196
Так как окончательно принятые параметры передачи отличаются от параметров, принятых в предварительном расчете, необходимо произвести проверочный расчет передачи. По табл.7 выбираем 7-ю степень точности передачи и нормальный гарантированный боковой зазор х. В этом случае коэффициент динамичности К Коэффициент неравномерности распределения нагрузки К где коэффициент деформации червяка при q=10 и Примем вспомогательный коэффициент х = 0,6 (незначительные колебания нагрузки. К Коэффициент нагрузки К= К Проверяем контактное напряжение. σ H/мм Расчетные контактные напряжения:
Уточняем значения допускаемых напряжений. При скорости скольжения
Таким образом, расчетные контактные напряжения не превышают допускаемые. Проверка зубьев червячного колеса на прочность при изгибе. Расчетные напряжения изгиба в зубьях колеса определяются по формуле: Находим величины, входящие в формулу:
Допускаемое напряжение определяется по формуле:
Для Бр.АЖ9-4Л, отливаемой в песок, при твердости рабочих поверхностей витков HRC
Эквивалентное число циклов напряжений:
здесь
Общее время работы передачи
Подставив числовые значения, получим
Так как допустимое напряжение больше расчетного, т.е. По условиям работы передачи кратковременные перегрузки не возникают, поэтому производить расчет зубьев на пластическую деформацию не требуется.
Геометрический расчет червячной передачи. Диаметр длительного цилиндра червяка Наружный диаметр червяка:
Диаметр впадин червяка:
Угол подъема витков червяка на длительном цилиндре для
Длина нарезанной части червяка (предполагаем, что витки червяка закалены с поверхности т.в.ч.)
Согласно ранее данным рекомендациям для закаленных с поверхности витков червяка величину Диаметр длительной окружности колеса:
Диаметр окружности выступов колеса в его средней плоскости:
Наружный диаметр колеса:
Ширина колеса Радиус вершин зубьев колеса в плоскости, перпендикулярной оси червяка и проходящей через ось колеса,
Определение к.п.д. редуктора. Для червячного редуктора с опорами валов на подшипниках качения к.п.д. определяется по формуле:
Коэффициент, учитывающий потери в зацеплении,
Угол трения принят по таблице 6 для определения величины коэффициента, учитывающего потери мощности на размешивание. Т.к. в масло погружается червяк, то определяем среднюю мощность на валу червяка через среднюю мощность на валу колеса по формуле:
Предположим что при рабочей температуре масла ( червяка:
Коэффициент, учитывающий потери мощности на размешивание и разбрызгивание масла: К.п.д. редуктора Выбор подшипников червячного вала. Усилия, действующие на червячный вал, определяем по формулам. Усилия в зацеплении при наибольшем крутящем моменте на валу колеса. Окружное усилие:
Радиальное усиление:
Осевое усилие, приложенное на расстоянии 0,5
Червячный вал с валом электродвигателя соединяется эластичной муфтой типа МУВ. При работе этого типа муфт на конец вала действует дополнительный изгибающий момент: Реакции опор. Схема расположения усилий, Направления усилий представлены на рис. 1; опоры, воспринимающие внешние осевые усилия, обозначим цифрами 2 и 4. Рисунок 1- Усилия в червячном зацеплении и опорные реакции
Вал червяка Расстояние между опорами l1 = 340 мм. Диаметр d1 = 80 мм. Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Ра1, обозначаем цифрой «2»): В плоскости xz
В плоскости yz
Проверка: Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников
где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом Осевые нагрузки подшипников (см. табл.8). В нашем случае Рассмотрим левый («первый») подшипник. Отношение Эквивалентная нагрузка
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый (второй) подшипник. Отношение
Поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:
Расчетная долговечность, млн. об.,
Расчетная долговечность,ч,
где n = 1440 об/мин – частота вращения червяка. Ведомый вал (см. рис.1). Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Pа2, обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй»; см. табл. 9). В плоскости xz В плоскости yz
Проверка: Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
Где для подшипников 7211 коэффициент влияния осевого нагружения e = 0,411(см. табл. 10). Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 11) в нашем случае Fa = Pa2 > S4 – S3; тогда Fa3 = S3 = 580H; Fa4 = S3 + Fa = 580 + 810 = 1390 H. Для правого (с индексом «3») подшипника отношение Эквивалентная нагрузка В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого подшипника («четвертого»), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше. Для левого (индекс «4») подшипника Мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную нагрузку; Примем V = 1; Кб – 1,3 и Кт = 1; для конических подшипников 7211 при Коэффициенты X = 0,4 и Y = 1,459 (см. табл. 12 и П11);
Расчетная долговечность, млн. об.,
Расчетная долговечность, ч,
где n = 74 об/мин – частота вращения вала червячного колеса. Столь большая расчетная долговечность объясняется тем, что по условию монтажа диаметр шейки должен быть больше диаметра dв2 = 48 мм. Поэтому был выбран подшипник 7211.Возможен вариант с подшипником 7210, но и для него долговечность будет порядка 1 млн.ч. Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик d Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость). Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
Стрела прогиба f= Допускаемый прогиб
Таким образом жесткость обеспечена, так как f = 0,0062 мм В данном примере запасы прочности больше
Проверочный расчет червячного вала.
При проверочном расчете определяются запасы статической прочности и выносливости в наиболее опасных сечениях вала. Вначале целесообразно произвести уточненный расчет на статическую прочность и по его результатам судить о необходимости проведения уточненного расчета на выносливость. Запас прочности по пределу текучести
где
в этих формулах:
где F- площадь поперечного сечения. Для рассматриваемого вала имеем:
здесь
Так как напряжения кручения незначительны, то при дальнейшем расчете ими пренебрегаем. Для приготовления
|