Размещено на http://allbest.ru

Размещено на http://allbest.ru

ВВЕДЕНИЕ

В условиях современного мирового разделения труда, одной из отраслей специализации России является металлургическая промышленность. Российская металлургия составляет значимую долю в мировом производстве и торговле металлами. В 2008 году в России было произведено 67 млн.т. стали или 7,8 % мирового выпуска.

Повышать качество металлургической продукции является одним из важнейших факторов обеспечения технического процесса в народном хозяйстве, снижения металлоёмкости оборудования, машин, сооружений. Одной из главных задач следует считать рост ускорения реконструкции и технического преобразования предприятий чёрной металлургии. Целью реконструкций является комплекс организационных и технических мер, направленные на достижение положительных сдвигов в структуре, эффективности и технологии металлургического производства, улучшений условий труда работников, удовлетворение потребностей народного хозяйства в металлопродукции требуемого качества и сортамента, создания прочного фундамента для будущего развития чёрной металлургии.

Цели, которые стоят перед отечественной металлургией это, добиться развития производства требуемых видов продукции, расширения сортамента, повышение качества и значительного повышения прочностных свойств металлопродукции, за счёт модернизации технологических процессов производства проката. При этом прирост производства проката в планах получить без увеличения производства первичных продуктов (железной руды, кокса и чугуна).

Экономия металла должна соблюдаться как в процессе производства самого проката, так непосредственно и у потребителя. Расчёты экономистов показывают, что повышением качества проката можно добиться большего эффекта, чем увеличением производительности станов. Вместе с расширением сортамента прокатных изделий, увеличением объёма производства проката и, повышение точности размеров профилей, является одним из главных направлений в развитии современного производства проката.

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Мелкосортный стан «250» СПЦ ПАО «Северсталь» был построен в 1961 году. Первым прокатом являлся круг диаметром 16 мм. При проектировании мощность стана «250» составляла 600 тыс. тонн в год, однако производственная мощность составила 550 тыс. тонн в год. Сортаментом стана «250» в данный момент является: круг, уголок, шестигранник, квадрат, полоса, арматура и спецпрофиль.

В наше время существует большая конкуренция на рынке металла, производитель борется за потребителя, выполняя высокие требования заказчиков и стандартов. Это вынуждает повысить борьбу за рынок сбыта, выполняя условия заказчика.

В связи с этими требованием и мировыми стандартами, предъявляемыми к качеству проката, встал вопрос о необходимости реконструкции участка моталок стана. При вводе в эксплуатацию машины для непрерывного литья заготовок и увеличения доли прокатки из литой заготовки сечением 100х100 и 150х150 мм кривошипный механизм виткоукладчика моталок не позволяет формировать бунт с прокатом повышенной высоты, т.к. верхние витки сваливаются, что не соответствует требованиям потребителя. Причиной этого является малый рабочий ход виткоукладчика. Также часто из строя выходит привод виткоукладчика, это ведёт к повышенному простою оборудования, снижению темпа прокатки, снижению объемов производства и выходу брака, В задачу данного проекта входит решение этой проблемы.

Также одной из основных проблем на стане «250» при производстве проволоки стали, это длительные простои из-за сложности в регулировке и обслуживании оборудования, а именно моталок. Существующий механический привод на проволочных моталках не гарантирует бесперебойной работы моталок, по причине ненадёжности привода подъёма тарельчатого диска моталки, т.е. ненадёжность-главная причина модернизации привода тарельчатого диска.

В связи с требованиями потребителей на моталке необходима модернизация привода барабана моталки. Причиной этого являются требования заказчиков о том, чтобы бунт был более плотным.

Из всего выше приведённого следует вывод о необходимости реконструкции привода моталок.

Мелкосортный стан «250» предназначен для прокатки круглой стали 10-28 мм, шестигранника 13-29, арматуры 10-25 мм, уголков 20х20 - 40х40. Исходным сырьем для прокатки на стане служит сортовая заготовка сечением 100х100 мм и длиной 10400 - 11700 мм, горячекатаная с НЗС обжимного цеха, или непрерывно литая из ЭСПЦ.

В состав стана 250 входят:

- участок посада и нагревательной печи;

- участок прокатных клетей;

- участок моталок;

- участок термоупрочнения;

- участок охлаждения (холодильник, крюковой конвейер);

- службы ремонта (механика, энергетика, электрика).

На участке моталок размещено 4 трассы для передачи проката к моталкам (по 2 от каждой нитки), 4 моталки Гаррета, 6 сталкивателей мотков, 2 транспортера за моталками, душирующая установка для предварительного охлаждения мотков (рисунок 1.1).

Прокатанная в 15 клети левой или правой нитки круглая сталь по одной из двух криволинейных трасс поступает в виткоукладчик перед моталкой. Далее на вращающемся барабане моталки происходит формирование мотка. Готовый моток с помощью подъемного стола выводят из моталки и сталкивателем задают на отводящий рольганг. Мотки увязываются, охлаждаются и подаются на крюковой конвейер, где охлаждаются на воздухе и подвергаются осмотру. Затем мотки снимаются с конвейера, пакетируются и мостовым краном передаются на склад готовой продукции.

Рисунок 1.1 - Схема хвостовой части стана 250:

1 - чистовые клети левой и правой линии прокатки, 2 - охлаждающие секции термоупрочнения (левая нитка), 3 - охлаждающие секции термоупрочнения (правая нитка), 4 - правые летучие ножницы, 5 - левые летучие ножницы, 6 - установки предварительного охлаждения, 7 - проволочные моталки, 8 - транспортер за моталками, 9 - крюковой конвеер, 10 - холодильник

Механическое оборудование моталок в результате термических, механических воздействий и вибраций в процессе работы разрушается. Высокому износу подвержены проводки, элементы привода диска и диск моталки. Ремонт моталок ведетсятся тогда, когда на стане идет прокатка профилей, отправляемых потребителю в пачках. Капитальный ремонт моталок производится 1 раз в год. Текущие ремонты и ТО проводятся после каждой компании производства круглой стали в бунтах. В ходе ремонтов производится замена всех быстроизнашивающихся деталей, деталей механических передач, подшипников, проверяется качество масла. Текущие ремонты производятся преимущественно без демонтажа моталки, капитальные с демонтажем на ремонтную площадку.

Наиболее ответственные и сложные запчасти закупаются на машиностроительных предприятиях, изготовление и ремонт быстроизнашивающихся частей производится в механической мастерской цеха или в ЦРПО.

Электропривод вращения диска моталки и привод подъема стола находятся непосредственно под площадкой участка моталок. Подача масла в узлы трения осуществляется от гидростанции циркуляционной смазки.

На участке нагревательных колодцев образуются следующие отходы:

- отходы, подлежащие переработке (обрезь металлическая, бракованный металл, недокат отгружаются в железнодорожные вагоны и отправляются на переработку в сталеплавильные цеха);

- отходы, подлежащие размещению на специализированных объектах (промышленный мусор собирается в установленные в помещении участка металлические контейнеры вместимостью по 5 т, вывозится на свалку ЦБиО).

В настоящее время на стане 250 в эксплуатации находится 4 мелкосортные моталки. Крутящий момент передаётся от электродвигателя постоянного тока через упругую муфту, тормозной шкив и цилиндрическую передачу на вал-шестерни и тарельчатое колесо, неподвижно соединенное посредством шпонки с пустотелым валом. Наматывающая клетка, неподвижно установленная посредством шпонок на верхнем конце пустотелого вала, передаёт часть крутящего момента на тарельчатый диск, неподвижно закреплённый шпонками на валу моталки, вращающемся в пустотелом валу. Энергия передаётся двумя болтами, плотно вставленными в тарельчатый диск моталки и выдающимися концами входят в соответственные выемки клетки моталки. Число оборотов моталки регулируется последней клетью чистовой группы. С последней клети чистовой группы прокатный материал подводится к работающей моталке проводкой. После того, как конец прокатного материала прошел флажковый выключатель проволочной проводки, расположенный на уровне пола цеха, дается импульс для выключения мотора привода моталки. Через 12 секунд останавливается моталка расположенным на приводном валу тормозным шкивом. Тот же импульс осуществляет через реле времени пуск подъёмного редуктора. Тот же импульс (от второго конечного выключателя) приводит в работу отодвигающее приспособление. По окончании процесса отодвигания, импульсом конечного выключателя производится перемена полюсов мотора и захват возвращается в своё исходное положение. Затем мотор отодвигающего приспособления выключается импульсом второго конечного выключателя. По окончании возвращения привода подъёма первым конечным выключателем у системы подъёмных рычагов даётся импульс на освобождение магнитного тормоза, блокирующего моталку и на включение мотора моталки. Моталка готова к новому процессу работы.

Однако существующее оборудование моталок и сам процесс производства обладают рядом недостатков. Механический привод на проволочных моталках не гарантирует бесперебойной работы оборудования. Сложность в обслуживании и регулировки кривошипного механизма виткоукладчика проволочной моталки приводят к частым простоям оборудования, что приводит к большим производственным потерям . Выход из строя приводов виткоукладчика ведут к увеличению простоев оборудования, выходу брака, снижению темпа прокатки и снижению объемов производства. Еще одним недостатком существующего виткоукладчика является малый рабочий ход, а также неспособность укладывать витки равномерно по высоте бунта.

Существует проблема несоответствия бунтового проката заданным размерам, а также появления задиров на концах, что приводит к зажиманию тарельчатого диска, заклиниванию механизма подъема бунта и поломкам привода.

Также одним из недостатков является то, что кривошипные механизмы моталок требуют постоянной регулировки и присутствия людей в опасной зоне. Для этого требуется специальная подготовка кадров, постоянный контроль знания техники безопасности, а это в свою очередь дополнительные издержки производства. Также не остается без внимания высокая степень травматизма на производстве.

Поэтому целью проекта является модернизации проволочной моталки, позволяющая повысить:

- надежность и долговечность оборудования;

- улучшить безопасность производства и снизить травматизм.

- качество проката;

- сократить время внеплановых простоев;

Исходя из поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- рассчитать и спроектировать гидропривод виткоукладчика;

- рассчитать и спроектировать механический привод тарельчатого диска;

- разработать технологию изготовления деталей привода моталки;

- обосновать необходимость реконструкции, рассчитать затраты и экономический эффект.

2 КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Расчет и проектирование привода барабана проволочной моталки

Описание конструкции, назначения и принципа действия исполнительной машины

Моталка мелкосортного стана «250» (рисунок 2.1) предназначена для производства в бунтах круглых профилей диаметром до 20 мм, работает по системе Гаррет и предусмотрена подпольной. В верхней части корпуса из стального листа размещены горизонтально расположенный привод (конический привод Клингельнберга и цилиндрический редуктор) и вертикально установленное устройство для наматывания.

Крутящий момент передаётся от электродвигателя постоянного тока (1) через упругую муфту (2) , тормозной шкив (3) и цилиндрическую передачу (4) на вал шестеренки (5) и тарельчатое колесо (6), неподвижно соединенное посредством шпонки с пустотелым валом (7). Наматывающая клетка (8), неподвижно установленная посредством шпонок на верхнем конце пустотелого вала, передаёт часть крутящего момента на тарельчатый диск (9), неподвижно закреплённый шпонками на валу моталки, вращающемся в пустотелом валу. Энергия передаётся двумя болтами, плотно вставленными в тарельчатый диск моталки и выдающимися концами входят в соответственные выемки клетки моталки.

Рисунок 2.1 - Схема проволочной моталки стана «250»:

 1 - электродвигатель, 2 - тормоз, 3 - упругая муфта, 4 - цилиндрическая передача, 5 - вал-шестерня, 6 - тарельчатое колесо, 7 - пустотелый вал, 8 - решетка моталки, 9 - тарельчатый диск, 10 - зубчатая рейка, 11 - зубчатое колесо, 12 - трубка виткоукладчика, 13 - тяга виткоукладчика, 14 - червячная передача, 15 - двигатель виткоукладчика, 16 - цилиндрическая передача, 17 - сталкиватель бунтов

Разработка и описание кинематической схемы привода

На барабане моталки требуется подобрать крутящий момент такой, чтобы бунт был более плотным, в тоже время такой чтобы не производил негативного влияния на качество проката, т.е. не было вытягивания по длине и смятия о наматывающее плечо моталки. Поэтому в данном случае необходимо сделать крутящий момент чуть больше, но и не слишком большой.

Для обеспечения более плавного хода барабана, уменьшения ударных нагрузок на зубья шестерён и как следствие их выкрашивание, цилиндрическую передачу сделаем косозубой. Схема привода моталки показана на рисунке 2.2.

Исходные данные для расчёта привода вращения барабана намотки проволоки:

- частота вращения барабана : n_б = n₃ = 96288 об/мин

- мощность на валу барабана : N_б = N₃ = 29 кВт

Расчёт всех силовых и скоростных параметров будем вести при минимальных оборотах, т.к. при них крутящий момент максимальный.



Рисунок 2.2 - Кинематическая схема привода вращения барабана моталки: 1-электродвигатель, 3-редуктор двухступенчатый комбинированный, 2-муфта МУВП, 4-барабан моталки

Энергокинематический расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата.

От типа двигателя, его мощности, частоты вращения, зависят эксплуатационные и конструктивные характеристики рабочей машины и ее привода.

Мощность электродвигателя выбирается с учетом к.п.д. привода. Определим к.п.д.:

, (2.1)

где _м - КПД муфты _м = 0,99;

а - количество муфт (а=1);

_п.п - КПД пары подшипников _п.п =0,99;

b - количество пар подшипников (b=3);

_ц._зп - КПД цилиндрической зубчатой передачи , _ц._зп = 0,97;

с - количество цилиндрических зубчатых передач (с=1);

_к._зп -КПД конической зубчатой передачи, _к._зп = 0,93;

f - количество конических зубчатых передач (f=1).

Потребляемая мощность электродвигателя:

, кВт, (2.2)

где N_вых - мощность на тихоходном валу, т.е. потребляемая мощность, кВт.

кВт

Подбираем электродвигатель с номинальной мощностью N_ном, при условии что:

N_ном N_эл.д

Выбираем электродвигатель Д-806: N_ном=34 кВт, частота вращения n_ном=5001500 мин^-1 [2].

Передаточное число привода U_ред определяется отношением номинальной частоты вращения электродвигателя n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_рм при номинальной нагрузке:

, (2.3)

Разбиваем общее передаточное число по ступеням по аналогу:

где u₁=1,77- передаточное число цилиндрической передачи;

u₂=2,94- передаточное число конической передачи.

Определение частот вращения на валах :

n₁= n_ном=500 мин^-1 - частота вращения ведущего вала;

n₂- частоте вращения промежуточного вала:

, мин^-1, (2.4)

мин^-1

n₃- частоте вращения вала моталки (диска моталки):

, мин^-1 (2.5)

мин^-1

Расхождение требуемой частоты вращения выходного вала n_{вых.треб}=96 мин^-1 с расчетной n_вых =96,1мин^-1:

% , (2.6)

(допускается до 5%)

Расчет мощностей и вращающих моментов на валах привода

Вращающий момент на быстроходном валу, Нм:

, Нм (2.7)

где N₁-мощность на быстроходном валу, Вт:

, Вт (2.8)

Вт

где щ_эл.д -угловая скорость вала электродвигателя , с^-1:

, с^-1 (2.9)

с^-1

Нм

Вращающий момент на промежуточном валу, Нм:

, Нм (2.10)

где N₂-мощность на промежуточном валу редуктора, Вт:

, Вт (2.11)

Вт

щ₂ -угловая скорость выходного вала редуктора, с^-1:

с^-1

Нм

Вращающий момент на тихоходном валу, Нм:

, Нм (2.12)

где N₃-мощность на выходном валу редуктора, Вт:

, Вт (2.13)

Вт

щ₃ -угловая скорость выходного вала редуктора, с^-1:

с^-1

Нм

Проектный расчет цилиндрической передачи

В редукторостроении целесообразно выполнить шестерню и колесо из стали одной марки. Рекомендуется назначить для шестерни твердость примерно на 30 единиц НВ выше, чем для колеса. Назначим марку стали для шестерни - Сталь 40ХН, твердость 300 НВ₁, для колеса - Сталь 40ХН, твердость 270 НВ₂. Термообработка: улучшение. Механические характеристики Стали 40ХН: предел прочности -у_в=1000 Н/мм², предел текучести -у_т=630 Н/мм², предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении - у_-1=450 Н/мм² [3]. Задаем угол наклона зубьев =11⁰ Определяем допускаемое контактное напряжение (по минимальному значению прочности, т.е. по значению прочности для колеса НВ₂ ):

, Н/мм², (2.14)

где - допускаемое контактное напряжение, Н/мм²,

S_н- коэффициент безопасности, S_н = 1,1.

Н/мм²

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев, мм:

, мм, (2.15)

где u - передаточное отношение;

Т₂ - крутящий момент на валу колеса, Нмм Т₂= 1070000 Нмм;

- коэффициент концентрации нагрузки, ;

- коэффициент динамичности, ;

Ф_а - коэффициент ширины, Ф_а =0,25.

мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2144-76: a_w=250 мм.

Задаем значение модуля, мм:

, мм (2.16)

мм

В соответствии с ГОСТ 16972-74 принимаем m = 5 мм Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(2.17)

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

 (2.18)

(2.19)

z₂ = 100 - 36,4 = 63,6

Округляем z₁ и z₂ до ближайшего целого числа : z₁=36, z₂=64.

Уточняем передаточное отношение:

(2.20)

Вычисляем погрешность отклонения, %:

% , % (2.21)

% = 0,4 %

Определяем геометрические значения размеров передачи:

Делительные диаметры шестерни и колеса, мм:

d₁ = m z₁, мм; d₂ = m z₂, мм _, (2.22)

мм

мм

Фактическое межосевое расстояние, мм:

, мм (2.23)

мм

Фактический угол наклона зубьев, град:

=arccos( m / a_w), град (2.24)

Диаметры вершин зубьев, мм:

, мм; , мм (2.25)

183 + 2·5 = 193 мм, 325 + 2·5 = 335 мм

Диаметры впадин зубьев, мм:

, мм; , мм (2.26)

183 - 2,5·5 = 170,5 мм

325 - 2,5·5 315,5 мм

Ширина колеса, мм:

b₂ = ф₂·а_w , мм (2.27)

b₂ = 0,25·250=62,5 мм

Уточняем по ГОСТ 6636-69 : b₂ = 63 мм.

Ширина шестерни, мм:

b₁ = b₂ +(2…5), мм, (2.28)

b₁ =63+5=68 мм

Уточняем по ГОСТ 6636-69: b₁ = 71 мм.

Фактическая окружная скорость шестерни, м/с:

, м/с (2.29)

м/с

Толщина обода зубчатого колеса, мм:

S=2,2m+0,5b₂, мм, (2.30)

S=2,2·5+0,5·63=14,15 мм

Принимаем S=15 мм.

Толщина диска, мм:

С0,25b₂, мм (2.31)

С=0,25·63=15,8 мм

Т.к. механизм работает в тяжелых условиях, то принимаем С=25 мм.

Диаметр ступицы определяется в зависимости от характера соединения вала и зубчатого колеса, после определения диаметров ступеней вала:

d_ст=1,55d , мм (2.32)

Проверочный расчет цилиндрической передачи

Для стальных зубчатых колес с достаточной для практических расчетов точностью, условия контактной прочности зубьев имеет вид, Н/мм²:

, Н/мм², (2.33)

где у_н - фактическое контактное напряжение, Н/мм²;

[у_н] - допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

- коэффициент неравномерности нагрузки;

- коэффициент динамичности.

Для ввода в формулу следует произвести уточнение значений коэффициентов и :

= 1,23

Коэффициент динамичности уточняем по фактической скорости шестерни (т.к. её окружная скорость больше чем у колеса) v и степени точности изготовления: т.к. v < 6 м/с назначаем 8-ю степень точности, при этом =1,05…1,1 принимаем =1,1.

Н/мм²

Проверяем условие прочности: у_н =426,6 Н/мм² <[у_н] =554,54 Н/мм². Условие выполняется.

При расчете цилиндрической передачи на изгиб условие прочности имеет вид:

, Н/мм² (2.34)

где Т₁ - крутящий момент на быстроходном валу, Нмм;

m, b₂, d₁ -в миллиметрах;

у_F1, у_F2 - фактическое напряжение изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²;

Y_F1, Y_F2 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса, определяются в зависимости от числа зубьев и коэффициента смещения Х:

Х=0: Y_F1 = Y_F2 = 3,9

Y_в - коэффициент наклона зубьев:

, (2.35)

- коэффициент концентрации нагрузки , =1,1;

- коэффициент динамичности, =1,4 при V < 6 м/с;

, - допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²:

, Н/мм², (2.36)

где S_F - коэффициент безопасности S_F = 1,75.

Н/мм²

Н/мм²

Для реверсивных передач допускаемое напряжение изгиба уменьшают на 25%. C учётом этого: [_F]₁=204,8 Н/мм²; [_F]₂=192,8 Н/мм².

Н/мм²

Н/мм²

В результате проверочного расчета на изгиб, Н/мм²:

у_F1= 127,2 Н/мм²<=204,8 Н/мм² и у_F2=127,2 Н/мм² <= 192,8 Н/мм²

Условие выполняется.

Окружная сила в зацеплении, Н:

, Н (2.37)

Н

Радиальная сила, Н:

F_r = F_t·tg б , Н (2.38)

F_r = 6994,5·tg 20=2545,8 H

Осевая сила, Н:

F_a = F_t · tg в , Н (2.39)

F_a = 6994,5·tg10,2=1258,5 H

Проектный расчёт конической зубчатой передачи

В редукторостроении считается целесообразным выполнить шестерню и колесо из стали одной марки. Рекомендуется назначить для шестерни твердость примерно на 30 единиц НВ выше, чем для колеса.

Назначим марку стали для шестерни - Сталь 40ХН, твердость 300 НВ₁, для колеса - Сталь 40ХН, твердость 270 НВ₂. Термообработка: улучшение.

Механические характеристики Стали 40ХН: предел прочности -у_в= 1000 Н/мм², предел текучести - у_т= 630 Н/мм², предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении - у_-1=450 Н/мм² [3].

Задаем угол наклона зубьев =11⁰.

Задаём число зубьев z₁ и z₂ :

z₁=2030 , выбираем z₁=25, тогда z₂ = z_1*u₂.

z₂=25*2,94=73,5, округляем до целого числа z₂ =73.

Фактическое передаточное отношение: u₂=2,92.

Погрешность передаточного отношения определяем по формуле 2.21:

(допустимо до5%)

Вычисляем углы делительных контуров шестерни ₁ и колеса ₂, град :

д₂=arctg u₂ , град (2.40)

д ₁=90⁰- д ₂ , град (2.41)

д ₂= arctg 2,92=71⁰

д ₁=90⁰-71⁰= 19⁰

Определяем средний модуль, мм:

, мм, (2.42)

где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса , Y_F2 = 1,4;

T₂ - крутящий момент на валу шестерни , Нмм;

K_F - коэффициент концентрации нагрузки (при консольном расположении шестерни K_F= 1,37);

_bd - коэффициент ширины зубчатого венца принимают от 0,3 до 0,4. Принимаем _bd = 0,4;

[_F2] - допускаемое напряжение изгиба (берётся для колеса т.к. оно минимальное), Н/мм².

, Н/мм², (2.43)

где _Flim2 -предел длительной выносливости колеса, Н/мм²;

S_F - коэффициент безопасности (S_F = 1,72,2), выбираем S_F=2.

_Flim2=1,8НВ₂, Н/мм², (2.44)

_Flim2= 1,8 ·320=576 Н/мм²

Н/мм²

мм

Полученное значение модуля округлять не нужно.

Определяем средний делительный диаметр шестерни d_n1 и колеса d_n2, мм:

d_n1 = m_m·Z_1, мм; d_n2 = m_m·Z₂ , мм (2.45)

d_n1 = 5,7·25=142,5 мм

d_n2 = 5,7·73=416,1 мм

Ширина зубчатого венца , мм:

b=_bd·d_n1 , мм (2.46)

b = 0,4·142,5=57 мм

Из стандартного ряда принимаем b = 71мм.

Внешний модуль, мм:

m_е= m_m+b·sin₁: Z₁, мм (2.47)

m_е=5,7+70·sin19⁰:25= 6,6 мм

Полученное значение модуля округлять не нужно.

Внешний делительный диаметр шестерни d_е1 и колеса d_е2 , мм:

d_е1 = m_е·Z_1, мм; d_е2 = m_е·Z_2,мм (2.48)

d _е1 = 6,6·25=165 мм

d_е2 = 6,6·73 = 481,8 мм

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни d_ае1 и колеса d_ае2 , мм:

d_ае1= d_е1 +2 m_е ·cos ₁, мм; d_ае2= d_е2 +2 m_е ·cos₂ , мм (2.49)

d_ае1= 165+2·6,6·cos19⁰=177,5 мм

d_ае2= 481,8+2·6,6·cos71⁰=486,1 мм

Внешний диаметр впадин зубьев шестерни d _fе1 и колеса d _fе2 , мм:

d_fе1= d_е1 -2,4 m_е ·cos ₁, мм; d_fе2= d_е2 -2,4 m_е ·cos ₂, мм (2.50)

d_fе1=165-2,4·6,6·cos19⁰=150 мм

d_fе2=481,8-2,4·6,6·cos71⁰=476,6 мм

Внешнее конусное расстояние, мм:

, мм (2.51)

мм

Окружная скорость шестерни, м/с:

, м/с (2.52)

м/с

Толщина обода, мм:

S_к=2,5m_e+2 , мм (2.53)

S_к=2,5·6,6+2=18,5 мм

Диаметр и длина ступицы определяются конструктивно.

Проверочный расчет конической передачи

Расчет конической передачи на контактную прочность определяется условием прочности:

 , Н/мм² , (2.54)

где _н- фактическое контактное напряжение , Н/мм²;

d_е2- внешний делительный диаметр колеса, мм;

Т₃- крутящий момент на валу колеса, Нмм;

K_H- коэффициент динамичности нагрузки, для V<10 м/с назначают седьмую степень точности, при этом K_H=1,05;

K_H- коэффициент концентрации нагрузки, K_H=1,17;

- коэффициент, учитывающий соотношение способов упрочнения зубьев шестерни и колеса (для улучшения =1,22+0,21u₂):

=1,22+0,21·2,94 =1,83

[_H] - допускаемое контактное напряжение, Н/мм²:

[_H]= _Hlim /S_H , Н/мм², (2.55)

где _Hlim- предел длительной выносливости, Н/мм²;

S_H- коэффициент безопасности, S_H=1,1.

_Hlim=2НВ₂+70 , Н/мм², (2.56)

_Hlim= 2·320+70=710 Н/мм²

[_H]=710:1,1= 645,5 Н/мм²

Н/мм²

Проверим условие прочности:

_H =482 Н/мм² < [_H] = 645,5 Н/мм²

Условие выполняется.

Проверочный расчёт конической передачи на изгиб осуществляется для колеса, как для менее прочного, чем шестерня.

Условие прочности:

, Н/мм², (2.57)

где _F2- фактическое напряжение изгиба, Н/мм²;

[_F]₂- допускаемое напряжение изгиба , Н/мм²;

K_F- коэффициент динамической нагрузки (для колёс седьмой степени точности K_F= 1,15);

K_F- коэффициент нагрузки, K_F=1,17;

Y_F2- коэффициент формы зуба, Y_F2=2,5.

Н/мм²

Проверим условие прочности:

_F2 = 126,6 Н/мм²< [_F]₂=144 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

Окружная сила на среднем диаметре, Н:

F_tk=2·10³·M_k2:(0,857·d_e2) , Н (2.58)

F_tk=2·10³·1070:(0,857·165)=15133,8 Н

Осевая сила на шестерне, Н:

F_ak1=F_rk2= F_tk*tg·sin₁ , Н (2.59)

F_ak1=F_rk2= 15133,8·tg20·sin19=1793 Н

Радиальная сила на шестерне, Н:

F_rk1= F_ak2= F_tk·tg·cos₁ , Н (2.60)

F_rk1= F_ak2= 15133,8·tg20·cos19=5208,2 Н

Ориентировочный расчет и конструирование промежуточного вала привода моталки

При проектном расчете приводного вала учитываем только крутящий момент, влияние изгиба компенсируется уменьшением допускаемых напряжений при кручении.

Определяем минимальный диаметр вала, мм:

d_min > , мм (2.61)

где М_к=1070 Нм;

[_k]=15-25 Н/мм² - допускаемое напряжение при кручении.

d_min > мм

Принимаем d_min=75 мм.

Определяем диаметр ступени под подшипник, мм:

d₁= d_min+2т , мм, (2.62)

где т=3 мм - высота буртика.

d₁= 75+2·3=81мм

Принимаем d₁=85 мм.

Определяем диаметр под зубчатое колесо, мм:

d₂=d₁+3,2r, мм, (2.63)

где r=3мм - высота буртика [4. стр.113].

d₂= 85+3,2·3=94,6 мм

Принимаем d₂=95 мм.

Определяем величину зазора между стенками корпуса и колесом, мм:

Х=2· , мм (2.64)

где d_а1, d_а2 - диаметры вершин шестерни и колеса цилиндрической передачи.

Х=2·=16,2 мм

Принимаем Х=20 мм.

Определяем диаметр ступени под подшипник, мм:

d₃=95+5=100 мм

Определяем длину ступени под подшипник, мм:

l₃=0,6·d₃ , мм, (2.65)

l₃=0,6·100=60 мм

Определяем диаметр ступени под шестерню, мм:

d₄= d₃+3,2·r, мм, (2.66)

где r=3,5 мм - высота буртика.

d₄= 100+3,2·3,5=111,2 мм

Принимаем d₄=112 мм.

Строим эскиз промежуточного вала (рисунок 2.3).



Предварительный выбор подшипников промежуточного вала

Предварительный выбор подшипников производится в зависимости от диаметра вала, характера нагружения и частоты вращения. Крутящий момент на валу 1070 Нм, частота вращения n₂=282,5 об/мин, со стороны зубчатого зацепления конической и цилиндрической передачи будут действовать осевые силы. В качестве опоры вала для первой ступени предварительно выбираем подшипник 317 ГОСТ 8338-75: d=85 мм, D=180 мм, В=41 мм, С₀=90000Н, С=133000Н, n=3600 об/мин. Для третьей ступени вала предварительно выбираем подшипник 3620 ГОСТ 5721-75: d=100 мм, D=215 мм, В=73 мм, С₀=410000 Н, С=470000 Н, n=1700 об/мин.

Эскизная компановка узла промежуточного вала

Эскизная компановка промежуточного вала необходима для определения положения сечений, в которых приложены нагрузки и действуют реакции. Промежуточный вал строим вместе с зубчатым колесом, конической шестерней и подшипниками качения. Графически определяем расстояния между сечениями, в которых приложены нагрузки. Обозначаем данные сечения индексами А, B, C, D. Ниже эскизной компановки в проекционной связи строим схему нагружения вала с указанием направления действия сил и реакций относительно выбранной системы координат х, y, z (рисунок 2.4).



Рисунок 2.4 - Эскизная компоновка вала

Составляем расчетную схему промежуточного вала (рисунок 2.5). Производим систематизацию нагрузок. Подшипники, воспринимающие радиальные и осевые нагрузки - шарнирно-неподвижные опоры, подшипники воспринимающие только радиальные нагрузки - шарнирно-подвижные опоры.

Рисунок 2.5 - Схема нагружения промежуточного вала

l₁=0,096 м, l₂=0,102 м, l₃=0,082 м.

Вертикальная плоскость:

Н

Н

Проверка:

-F_rk+R_By-R_Dy-F_r=0

-5208,2+9480-2545,8-1724,2=1,80

Определяем изгибающие моменты, Нм:

М_xA=F_ak·d_k:2

М_xB= F_ak·d_k:2-F_rk·l₁

M_xC1= F_ak·d_k:2-F_rk·(l₁+l₂)+R_By·l₂

M_xC2=-R_Dy·l₃;

M_xD=0

М_xA=1793·0,1425:2=127,75 Нм

М_xB= 1793·0,1425:2-5208,2·0,096=-372,2 Нм

M_xC1= 1793·0,1425:2-5208,2·(0,096+0,102)+9480·0,102=63,45 Нм

M_xC2=-1724,3·0,082=-141,4 Нм

Горизонтальная плоскость:

 Н

Н

Проверка:

-F_tk+R_bx+F_t-R_dx=0

-15133,8+19912,8+6994,5-11772,8=0,70

Определяем изгибающие моменты, Н·м:

М_yA=0

М_yB= F_tk·l₁

M_yC= F_tk·(l₁+l₂) - R_BX ·l₂

M_yD=0

М_xB= 15133,8·0,096=1452,8 Нм

M_xC= 15133,8·(0,096+0,102)-19912,8·0,102=965,4 Нм

Крутящий момент: М_кр=Т₂=1070 Нм.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов рисунке 2.6.

Рисунок 2.6 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Из эпюр видно, что для промежуточного вала наиболее нагруженным является второе сечение В и С:

Определяем суммарные изгибающие моменты:

М_В= Нм

М_С= Нм

Определяем суммарные радиальные реакции:

R_B==22054,25 Н

R_D== 11898,4 Н

Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

Для опоры промежуточного вала в точке В - роликовый радиально-упорный сферический двухрядный подшипник №3620 ГОСТ 5721-75 с внутренним диаметром d=100 мм, наружным диаметром D=215 мм, шириной В=73 мм, статической грузоподъемностью С₀=410000 Н, динамической грузоподъемностью С=470000 Н, коэффициентом е=0,37, максимально допустимой частотой вращения n=1700 об/мин [5]. Схема нагружения подшипников представлена на рисунке 2.7.

Условия пригодности подшипников:

С_грС_г

L_10hL_h

Определяем срок службы подшипников, ч:

L_h=365 , ч, (2.67)

где L_г =8 лет - срок службы привода;

К_г - коэффициент годового использования:

К_г=

t_с=24 ч- продолжительность смены;

К_с=0,96 - коэффициент сменного использования.

L_h=365·8·1·24·0,96=67276,8 ч

Срок службы с учетом ремонтов:

L_h=67276,8-0,25·67276,8=50457,6 ч

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

С_гр= , Н (2.68)

Базовая долговечность, ч:

L_10h= , ч, (2.69)

где R_E - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

- угловая скорость соответствующего вала, рад/с;

m- показатель степени.

Рисунок 2.7 - Схема нагружения подшипников промежуточного вала

Радиальная нагрузка подшипника, Н:

R_r1=22054,25 H

R_r2=11898,4 Н

Осевые составляющие радиальной нагрузки подшипников, Н:

R_S1= , Н (2.70)

R_S1=Н

R_S2=0

R_а2=F_a=1258,5 Н

R_S1> R_S2

R_а1= R_S1+F_ак , Н (2.71)

R_а1=8160+1793=9953 Н

Вычисляем соотношение:

, (2.72)

где V=1 - коэффициент вращения.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, Н:

R_E= , Н, (2.73)

где Х=1 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,6 - коэффициент осевой нагрузки;

К_Б=1,2 - коэффициент безопасности;

К_т=1,0 - температурный коэффициент.

R_E = Н

Определяем динамическую грузоподъемность, кН:

С_гр= Н

С_гр=346893,42 Н<С_г=470000Н

Условие выполняется.

Выбираем подшипник 3620 ГОСТ 5721-75.

Определяем долговечность, ч:

L_10h= ч

L_10h> L_h

138726,5 ч >50457,6 ч

Условие выполняется.

Для опоры вала в точке D выбираем радиальный шариковый подшипник №317 ГОСТ 8338-75: d=85 мм, D=180 мм, В=41 мм, С₀=90000Н, С=133000Н, n=3600 об/мин.

Определяем коэффициент влияния осевого нагружения

R_а2:С₀ = 1258,5:90000=0,0139

Принимаем е = 0,2; Y = 2,3.

Вычисляем соотношение:

где V = 1 - коэффициент вращения.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, Н:

R_E =, Н (2.74)

R_E ==14278,08 Н

Определяем динамическую грузоподъемность, кН:

С_гр= Н

С_гр=135863,35 Н>С_г=133000 Н

Условие не выполняется.

Выбираем подшипник роликовый радиальный однорядный с короткими роликами 2317 ГОСТ 8328-75: d=85 мм, D=180 мм, В=41 мм, С₀=146000Н, С=212000Н, n=3400 об/мин.

Определяем долговечность, ч:

L_10h= ч

L_10h> L_h

266957,2 ч > 50457,6 ч

Условие выполняется.

Уточненный расчет промежуточного вала

Материал вал-шестерни: сталь 40ХН, термообработка-улучшение, _В=1000 Н/мм², _Т=630 Н/мм², нагрузка постоянная, наиболее нагруженное сечение вала в точке В.

Определяем коэффициент запаса для нормальных напряжений:

, (2.75)

где _-1=450 Н/мм² - предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;

К_D =4,9 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;

=0,15 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе;

_m=0 - среднее значение номинального напряжения;

_а- амплитуда нормальных напряжений изгиба:

 , Н/мм² (2.76)

W₀ - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³:

W₀=d³: 32, мм³ (2.77)

W₀=3,14·100³:32=98125 мм³

_а= Н/мм²

Определяем коэффициент запаса для касательных напряжений:

, (2.78)

где _-1= 250 Н/мм² - предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;

К_D = 3,4 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;

= 0,1 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении;

_м - среднее значение номинальных напряжений, Н/мм²;

_а - амплитуда номинальных напряжений кручения, Н/мм²:

_а=_м=, Н/мм², (2.79)

де W_p - полярный момент сопротивления, мм³:

W_p=, мм³ (2.80)

W_p= мм³

_а=_м=Н/мм²

Определяем общий коэффициент запаса прочности сечения В на совместное действие изгиба и кручения:

, (2.81)

Сравниваем с допускаемым запасом прочности вала:

n [n]

5,85>3

Фактический запас прочности вала в опасном сечении превышает минимально допустимый. Таким образом прочность вала в тяжелых условиях эксплуатации будет гарантирована.

Подбор муфты

Для обеспечения силовой и кинетической связи, валы узлов, из которых состоит машина, соединяются муфтой. Подбор муфты производится в зависимости от крутящего момента на быстроходном валу Т₁=640 Нм и угловой скорости ₁=52 с^-1. Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту типа МУВП-1000-50-I.55-II.2-У3 ГОСТ 21424-93: Т=1000 Нм, =300 с^-1 [3].

Определяем значение крутящего момента, Нм:

М_расч=М_номk₁k₂, Нм, (2.82)

где М_ном.=Т₁=640 Нм;

k₁=1 - коэффициент безопасности;

k₂=1,5 - коэффициент, учитывающий условия работы.

М_расч=640·1·1,5=960 Нм

Т=1000 Нм > М_расч=960 Нм

Муфта удовлетворяет условию.

Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Для крепления шестерни цилиндрической передачи на вал необходимо подобрать шпонку. Выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с условным обозначением: шпонка 25х14х70.

Момент передается с вала на ступицу узкими боковыми гранями шпонки. При этом в них возникают напряжения смятия _см, а в продольном сечении шпонки напряжение среза _см. У стандартных шпонок нагрузка соединения ограничена не напряжением среза, а напряжением смятия.

Рассматриваем условие прочности на смятие:

, Н/мм², (2.83)

где l_p - длина шпонки;

[_cм]=100-120 Н/мм².

38,05 Н/мм²<100 Н/мм²

Выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.

2.2 Разработка гидропривода виткоукладчика бунта проволоки

Разработка гидропривода необходима для более качественной смотки проката, т.е. для улучшения качества готового проката, а также для обеспечения надёжной, безотказной работы виткоукладчика, т.к. механический привод требует постоянной регулировки и настройки скоростных и силовых параметров. А это требует присутствия людей в опасной зоне. Также необходимо увеличить рабочий ход виткоукладчика.

Исходные данные :

- необходимый рабочий ход 500мм;

- максимальная скорость штока гидроцилиндра V_шток=0,06 м/с;

- максимальное усилие штока R_шток=12000Н.

Расчет и выбор исполнительного гидроцилиндра (ГЦ)

Расчёт включает решение двух задач:

- определить нагрузочных и скоростных параметров ГЦ;

- определить геометрических параметров и выбор ГЦ.

Схема ГЦ показана на рисунке 2.8.

Рисунок 2.8 - Расчетная схема гидроцилиндра:

d_ц - диаметр цилиндра; d_ш - диаметр штока

На показателях параметров привода определим максимальную нагрузку и скорость на выходном звене ГЦ. Так как рабочий орган (трубка виткоукладчика) и выходное звено гидроцилиндра совершают поступательное движение, то максимальная скорость штока гидроцилиндра должно быть V_шток=0,06 м/с, а максимальное усилие штока должно быть R_шток=12000Н.