Расчет на прочность и жесткость элементов передаточных механизмов привода

2.4.1. Расчет мощности электродвигателя:

где n – число оборотов электродвигателя.

2.4.2. Выбираем стандартный двигатель IM30 по мощности и числу оборотов, с учетом перегруза (допускаемый перегруз должен быть не более 8%)

Число оборотов: 1500 об/мин

Мощность: 75 кВт

2.4.3. Предварительный расчет вала

2.4.3.1. Выбор материала

Для валов редуктора общего назначения применяют углеродистые стали Ст3, Ст4, Ст5, 25, 30, 40 и 45 без термообработки. Валы, к которым предъявляются требования по несущей способности и долговечности, изготавливают из улучшенных среднеуглеродистых или легированных сталей 35, 40, 45, 40Х, 40ХН и др. Ответственные тяжело нагруженные валы изготавливают из легированных сталей 40ХН, 40ХН2МА, 30ХГТ и др.

В данном случае для вала редуктора назначаем улучшенную сталь 35. σ _Т = 280МПа;

σ _-1 = 250 МПа;

σ _В = 520 МПа;

τ _-1 = 150МПа;

τ _Т = 170МПа;

2.4.3.2. Расчет минимального диаметра тихоходного вала

Так как конструкция вала на этом этапе неизвестна, диаметр вала определяем из расчётов на кручение по формуле:

где d₁ – диаметр вала, мм;

T₂ – максимальный крутящий момент, передаваемый валом, Н·м;

допускаемое напряжение.

Полученное значение округляем до стандартного значения:

2.4.3.3. Определение основных размеров вала

Рисунок 8. Конструкция тихоходного вала редуктора.

Диаметр вала в месте посадки правого подшипника должен быть равен внутреннему диаметру ближайшего по типоразмеру подшипника; при этом высота заплечика должна быть больше фаски на ступице муфты. Исходя из этих соображений, назначаем и выбираем по радиально – упорный подшипник легкой серии с габаритными размерами D = 125мм, В = 24мм.

Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса.

Диаметр буртика вала (заплечика).

Длина выходного участка вала зависит от типоразмера зубчатой муфты, по диаметру выбираем муфту

D = 250мм; Т_кр = 2000Н∙ м;

L = 288мм; n_max = 2300об/мин.

Принимаем длину выходного конца вала

Длина вала под подшипник со стороны выходного конца вала определяем по формуле:

С противоположной стороны длина вала под подшипник равна ширине подшипника:

Длина вала под колесо принимается из конструктивных соображений:

Длина бурта принимается из конструктивных соображений:

2.4.4. Проверочный расчет вала

Окружное усилие на зубчатом колесе

= 2∙ Т₂ / d₂

где d₂ – диаметр делительной окружности колеса

Радиальное усилие на зубчатом колесе

= Р∙ tg( ) / cos(β ),

где – угол зацепления

= 990, 6∙ tg(20^о) / cos(0) = 360, 59 (Н).

l₁ = 0, 0345м, l₂ = 0, 0345м, l₃ = 0, 0625м

2.4.4.1. Построение эпюр моментов в вертикальной плоскости (рисунок 9)

Определение опорных реакций от силы :

∑ М_В = 0;

Y_A∙ (ℓ ₂ + ℓ ₃) - ∙ ℓ ₃= 0;

Y_A = ∙ ℓ ₃ / (ℓ ₂ + ℓ ₃);

Y_A = 360, 58∙ 0, 0625 / (0, 0345 +0, 0625) = 180, 29 (Н);

∑ М_А = 0;

Y_В∙ (ℓ ₂ + ℓ ₃) - ∙ ℓ ₃= 0;

Y_В = ∙ ℓ ₃ / (ℓ ₂ + ℓ ₃);

Y_В = 360, 58∙ 0, 0625 / (0, 0345 +0, 0625) = 180, 29 (Н);

Проверяем правильность определения реакций:

∑ Y = 0;

Y_A – + Y_В = 0;

180, 29-360, 58+180, 29 = 0.

Реакции найдены правильно.

Строим эпюру изгибающих моментов от силы .

М _Y = Y _A∙ ℓ ₃,

М _Y = 180, 29∙ 0, 0345 =6, 22 (Нм).

2.4.4.2. Построение эпюр моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 9)

Определяем опорные реакции от силы :

∑ М_В = 0;

X_A∙ (ℓ ₂ + ℓ ₃) - ∙ ℓ ₃ = 0;

X_A = ∙ ℓ ₃ / (ℓ ₂ + ℓ ₃);

X_A = 990, 9∙ 0, 0625/ (0, 0345 +0, 0625) = 495, 3 (Н);

∑ М_А = 0;

X_с∙ (ℓ ₂ + ℓ ₃) - ∙ ℓ ₃ = 0;

X_с = ∙ ℓ ₃ / (ℓ ₂ + ℓ ₃);

X_с = 990, 9∙ 0, 0625/ (0, 0345 +0, 0625) = 495, 3 (Н);

Проверка правильности нахождения реакций:

∑ X = 0;

X_А – + X_В =0;

495, 3 –990, 6 + 495, 3 = 0.

Реакции найдены правильно.

Строим эпюру изгибающих моментов от силы .

М_Х = X _A∙ ℓ ₁,

М_Х = 495, 3∙ 0.0345 =17, 087 (Нм).

2.4.4.3. Построение суммарной эпюры изгибающего момента от сил , (рисунок 9)

Ординаты суммарной эпюры изгибающих моментов от совместного действия сил, , находим по формуле:

М _XY = (М² _X + М²_Y)^1/2.

Строим суммарную эпюру изгибающего момента от сил , .

М _XY= (М² _X + М²_Y)^1/2,

М _XY = (6.22² + 17.087²)^1/2 = 18.184 (Нм).

2.4.4.4.Построение эпюры моментов от действия силы F_м(рисунок 9)

В большинстве случаев муфты из-за несоосности соединяемых валов нагружают вал дополнительно поперечной силой F_м.

На тихоходном валу редуктора общего назначения должна быть предусмотрена расчётная консольная нагрузка, приложенная к середине выступающего конца вала и равная F_м ≈ 0.3∙ ₂для одноступенчатых редукторов.

F_м ≈ 0.3∙ 990, 6 = 297, 18 (Н).

Определяем опорные реакции от силы F_м.

∑ М_А = 0;

-R_с∙ 0, 069 + F_м∙ 0, 135 = 0;

R_с = F_м ∙ 0, 135 / 0, 069,

R_с= 297, 18∙ 0, 135 / 0, 069 =566, 365 (Н).

∑ М_С = 0;

-R_А∙ 0, 069 + F_м ∙ 0, 0625 = 0;

R_А = F_м ∙ 0, 0625 /0, 069,

R_А = 297, 18∙ 0, 0625 /0, 069 = 269, 185 (Н).

Проверяем правильность определения реакций:

R _A - R_С + F_м = 0,

269, 185 –5, 66, 365 +297, 18 = 0.

Реакции найдены правильно.

Строим эпюру изгибающего момента от силы F_м.

М_В = R_А∙ 0, 0345,

М_В = 269, 185∙ 0, 0345 =9, 287 (Нм).

М_С = R_А∙ 0, 069,

М_МС = 269, 185∙ 0.069 = 18, 573 (Нм).

2.4.4.5.Построение суммарной эпюры изгибающих моментов от действия всех сил (рисунок 9)

Ординаты суммарной эпюры изгибающих моментов от совместного действия сил R, , и F_м находим по формуле:

М_∑ = М _u + М_М.

Строим суммарную эпюру изгибающих моментов от действия всех сил М_{∑ С} = М _u_С + М_МС;

М_{∑ С1} = 0 + 18, 573 =18, 573 (Нм),

М_{∑ В} = М _u_В + М_МВ,

М_{∑ В} =18, 184 + 9, 287 = 27, 471 (Нм).

2.4.4.6. Построение эпюры крутящих моментов

Крутящий момент на колесе равен: Т₂ = 952, 7 Нм

Рисунок 9. Эпюры изгибающих и крутящих моментов от действующих сил

2.4.5. Определение опасных сечений вала

Намечаем опасные сечения вала, которые подлежат проверки на предел выносливости: сечение С (шпоночный паз и действует М _max) и Е (канавка с галтелью).

При расчёте учитываем напряжения от совместного действия изгибающих и крутящих моментов. Действующие на вал нормальные и поперечные силы не учитываем, так как они вызывают в сечениях вала напряжения, значительно меньшие, чем от изгибающих и крутящих моментов.

- проверка прочности сечения в точке С (рисунок 7, сечение B –B).

В сечении B – B действует изгибающий момент М_и = 27, 471 (Нм) и крутящий момент М_к = 952, 7 (Нм). Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, напряжение кручения – по отнулевому (пульсирующему) циклу.

σ _а = σ _и = М_и / W_{и. нетто},

τ _а = τ _m = τ _к / 2 = М_к / 2∙ W_{к. нетто},

где W_{и. нетто} – момент сопротивления изгибу сечения, ослабленного шпоночной канавкой,

W_{к. нетто} – момент сопротивления кручения сечения, ослабленного шпоночной канавкой.

В нашем случае диаметр вала равен 38 мм (d₃ = 38 мм), тогда:

b = 12 (мм),

h = 8 (мм),

где b и h – ширина и высота шпонки.

t₁=5мм

t₂=3, 3 мм

W_{и. нетто} = 4465.565 ( ),

W_{к. нетто} = 9908, 894 ( ),

σ _а = σ _и = 27, 471·10³ /4465, 565=6, 172 (МПа).

σ _m = 0.

τ _а = τ _m = 60, 2·10³ / (2∙ 9908, 894) = 3, 037 (МПа).

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям вычисляем по формулам:

n_σ = σ _-1 / ((к_σ / ε _σ∙ β )∙ σ _а + ψ _σ∙ σ _m),

n_τ = τ _-1 / ((к_τ / ε _τ∙ β )∙ τ _а + ψ _τ∙ τ _m);

где σ _-1 – предел выносливости при изгибе для симметричного цикла напряжений;

τ _-1 – предел выносливости при кручении для симметричного цикла напряжений;

к _σ – коэффициент концентрации нагрузки для нормальных напряжений;

к _τ – коэффициент концентрации нагрузки для касательных напряжений;

ε _σ – масштабный фактор для нормальных напряжений;

ε _τ – масштабный фактор для касательных напряжений;

β – коэффициент учитывающий шероховатость поверхности;

ψ _σ, ψ _τ – коэффициенты, учитывающие соотношение между пределами выносливости при симметричном и пульсационным циклами напряжений.

σ _-1 = 250 (МПа); τ _-1 = 150 (МПа); к_σ = 1, 6; к_τ = 1, 5; ε _σ = 0, 85; ε _τ = 0, 85; β = 0, 95; ψ _σ = 0, 15; ψ _τ = 0, 05.

n_σ = 250 / ((1, 6 / 0, 85∙ 0, 95)∙ 6.172 +0, 15∙ 0) = 20, 44

n_τ = 150 / ((1, 5 / 0, 85∙ 0, 95)∙ 3, 037 + 0, 05∙ 3, 037) =25, 888

Расчётный коэффициент запаса прочности вала в сечении К – К определяем из выражения:

n = n _σ∙ n _τ / (n² _σ + n² _τ)^1/2;

n =20.44∙ 25, 888 / (20, 44² + 25, 888²)^1/2 =16, 037.

Так как для валов редукторов допускаемое значение n ≥ 2.5, то работоспособность вала при расчёте на выносливость обеспечивается.

- проверка прочности вала в сечении Е – Е.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сильно нагруженном сечении Е – Е, в котором концентрация напряжений обусловлена канавкой с галтелью. Это сечение расположено на расстоянии 35 мм от сечения К – К.

В сечении Е – Е действует изгибающий момент М_и = 23.345 (Нм) и крутящий момент М_к = 60.2 (Нм). Тогда номинальные напряжения в сечении Е – Е:

W_{и. нетто} = (π ∙ d³ / 32);

W_{к. нетто} = (π ∙ d³ / 16);

W_{к. нетто} = (3, 14∙ 35³ / 16) =8414, 218 (мм³),

W_{и. нетто} = (3, 14∙ 35³ / 32) = 4207, 109 (мм³).

σ _а = σ _и = М_и / W_{и.нетто},

τ _а = τ _m = τ _к / 2 = М_к / 2∙ W_{к. нетто},

σ _а = σ _и = 23, 345·10³ /4207, 109 =5, 549 (МПа),

τ _а = τ _m =60, 2·10³ / 2∙ 3414, 218 = 3, 577 (МПа),

σ _m = 0.

Коэффициенты запаса прочности вала в сечении Е – Е по нормальным n _σ и касательным n _τ напряжениям определяем по формулам:

n_σ = σ _-1 / ((к_σ / ε _σ∙ β )∙ σ _а + ψ _σ∙ σ _m),

n_τ = τ _-1 / ((к_τ / ε _τ∙ β )∙ τ _а + ψ _τ∙ τ _m);

σ _-1 = 250 (МПа); τ _-1 = 150 (МПа); к_σ = 1, 56; к_τ = 1, 22; ε _σ = 0, 85; ε _τ = 0, 85;

β = 0, 95; ψ _σ = 0, 15; ψ _τ = 0, 05.

n_σ = 250 / ((1, 56 / 0, 85∙ 0, 95)∙ 5, 549+0, 15 ) = 23, 321,

n_τ = 150 / ((1, 22 / 0, 85∙ 0, 95)∙ 3, 577 + 0, 05∙ 3, 577) = 26, 868

Расчётный коэффициент запаса прочности вала в сечении Е – Е:

n = n_σ∙ n_τ / (n²_σ + n²_τ)^1/2;

n = 23, 321∙ 26, 868 / (23, 321² + 26, 868²)^1/2 = 17, 61.

Следовательно, прочность вала в сечении Е-Е также обеспечена.

Вопросы организационного, экономического и социального характера

Развитие народного хозяйства в нашей стране требует неуклонного роста производства труб.

Нефтяная и газовая промышленность нашей страны потребляет около 50 % всего производства труб. Крупными потребителями являются также машиностроительная промышленность, автомобильное и тракторное машиностроение, судостроение, авиационная и химическая промышленности и многие другие отрасли народного хозяйства. Для трубной промышленности характерны высокая концентрация и интенсификация производственных процессов, большая степень универсальности технологии производства, быстрые темпы развития, широкий и разнообразный сортамент выпускаемой продукции. В трубной промышленности предусмотрено широкое использование возможностей, создаваемых научно-техническим прогрессом для ускоренного развития производственных сил, создания принципиально новых технологических процессов, всемерного улучшения качества продукции, повышение технического уровня имеющегося оборудования, снижения материалоемкости готовой продукции. Наиболее перспективными способами производства стальных труб являются в первую очередь такие, которые обеспечивают высокую производительность, возможность создания непрерывных поточных линий и автоматизации производственных процессов, высокое качество продукции при минимальном расходе металла. Значительный технический прогресс в области производства труб достигнут в нашей стране благодаря наиболее благоприятным схемам распределения деформации между основными агрегатами, установок, применению рациональных калибровок валков, использованию вычислительной техники для расчетов технологических процессов и маршрутов производства, внедрению мероприятий, обеспечивающих комплексную автоматизацию и механизацию технологических процессов.

Черная металлургия остается крупнейшим потребителем топливно - энергетических ресурсов, что влечет высокую долю затрат в себестоимости продукции. Любое энергосбережение на предприятии может существенно снизить себестоимость продукции, а это приведет к увеличению прибыли. В настоящее время популяризация экономии электроэнергии является одной из главных мер в программе “Энергосбережение России”.

Заключение

В ходе выполнения данной работы были определены геометрические параметры трубной заготовки при непрерывном формоизменении в линии ТЭСА, а также габаритные размеры валкового и валково-роликого инструмента для осуществления формовки трубы по принятой одрадиусной схеме. После этого, по найденным значениям были рассчитаны энергосиловые параметры при формовке штрипса. В результате выполнения этих расчетов была найдена самая нагруженная формовочная клеть; ей является третья закрытая клеть (восьмая по ходу штрипса), так как именно она имеет самое большое сопротивление перемещению полосы: .

После нахождения самой нагруженной формовочной клети стана для нее был подобран электропривод, а затем на прочность и жесткость проверен один из самых ответственных его элементов – тихоходный вал редуктора.

В результате выполнения данной курсовой работы удалось подобрать вспомогательное оборудование для формовочного стана 203-530, которое с одной стороны поможет уменьшить простои рассматриваемого агрегата, а значит увеличить объемы производства. С другой стороны этот проект в какой-то мере поможет снизить брак продукции, а это опять же приведет к увеличению производства.

Список литературы

1. Технология трубного производства: Учебник для вузов / В. Н. Данченко,

А. П. Коликов, Б. А. Романцев, С. В. Самусев. – М.: Интермет Инжиниринг, 2002.- 640 с.: ил.

2. Теория обработки металлов давлением: Учебник для вузов/М.В. Сторожев, Е.А. Попов – М., Машиностроение, 1977. 423с. с ил.

3. Методы расчета калибровок инструмента и энергосиловых параметров процесса производства сварных труб в линии прессов и ТЭСА: Сборник задач/ С. В. Самусев, А. Н. Фортунатов, Н. А. Фролова, Н. Г. Пашков, 2006.-155с.

⇐ Предыдущая 1 2 34