|  Проектирование привода пресс-автомата с плавающим ползуном |
|
0
|
53,66
|
105,4
|
-8,59
|
-81,6
|
-91,2
|
-5,37
|
87,35
|
69,32
|
-1,07
|
-61,2
|
-90,1
|
0
|
|
Мдв, н•м
|
82,5
|
115,2
|
138,8
|
78,91
|
123,6
|
-151
|
-87,9
|
-1,85
|
12,92
|
-1,07
|
-13,3
|
-14,6
|
82,5
|
|
М∑, н•м
|
121,3
|
169,4
|
204,1
|
116
|
181,8
|
-103
|
-59,8
|
-1,26
|
19
|
-0,73
|
-9,04
|
-9,93
|
121,3
|
Рисунок 13.
Изменение суммарного момента движущих сил и его составляющих от угла поворота
кривошипа.
ВЫБОР
РЕДУКТОРА (*)
Для выбора
редуктора необходимо определить передаточное число редуктора, характер
нагрузки, число оборотов быстроходного вала редуктора и расчётный момент Мрасч,
который определяется по формуле:
Мрасч=k1·k2·Мн , (13)
где k1=1 (т.к. nдв≤1500 об/мин) – коэффициент,
который отражает влияние повышенной частоты вращения вала электродвигателя;
k2 – коэффициент, отражающий
влияние характера нагрузки;
Мн
– такой постоянный по величине момент, который совершает за один
технологический цикл ту же работу, что и реальный суммарный момент М∑(φ).
Формула для определения номинального момента имеет вид:
Мн=·∫ М∑(φ)dφ , (14)
Для определения Мн
подсчитаем площадь под графиком суммарного момента М∑(φ)
(Рисунок 13), которая равна S=498,9
(н·м/с) и затем найдём номинальный момент Мн по формуле (14):
Мн=·498,9=79,4
(н·м).
По графику
суммарного момента М∑(φ) (Рисунок 13) определим
характер нагрузки – сильные толчки. Следовательно, коэффициент k2=2,8.
По формуле (13)
найдём Мрасч:
Мрасч=1·2,8·79,4=222,32 (н·м).
Найдём
передаточное отношение зубчатой передачи:
i=nдв/n1=480/140=3,4 ,
где nдв – частота вращения вала двигателя;
n1 – число оборотов кривошипа.
По расчётному
моменту Мрасч и пердаточному числу i из каталога [3] выбираем
мотор-редуктор цилиндрический одноступенчатый МЦ-100. Допускаемый
крутящий момент T на выходном валу равен 230 н·м.
Для выбранного
редуктора найдём передаточное число iф=3,57, и определим погрешность по передаточному числу δi и по допускаемому крутящему моменту δТ:
δi=(iф-i)/i=[(3,57-3,4)/3,4]·100%=5%;
δТ=(T-Мрасч)/Мрасч=[(230-222,32)/222,32]·100%=3,45%.
Параметры
редуктора приведены в Таблице 5.
Характеристики
подшипника качения приведены в Таблице 6.
Схема подшипника
качения показана на Рисунке 14.
Таблица 5.
Значение эксплуатационных и конструктивных параметров цилиндрического
одноступенчатого мотор-редуктора МЦ-100 [3]
|
|
Обозначение
|
Единица
измерения
|
Наименование
параметра
|
Значение
параметра
|
|
H1
|
мм
|
высота редуктора
|
426
|
|
B1
|
мм
|
ширина редуктора
|
305
|
|
L
|
мм
|
длина редуктора
|
675
|
|
aw
|
мм
|
межосевое
расстояние
|
100
|
|
m
|
мм
|
нормальный модуль
зубчатого зацепления
|
1,5
|
|
tk
|
мм
|
ширина венца
зубчатого колеса
|
25
|
|
z1
|
-
|
число зубьев
шестерни
|
28
|
|
z2
|
-
|
число зубьев колеса
|
100
|
|
iф
|
-
|
фактическое
передаточное число редуктора
|
3,57
|
|
β
|
град.
|
угол наклона линии
зуба
|
16˚15΄37˝
|
|
dТ
|
мм
|
посадочный диаметр
хвостовой части тихоходного вала
|
40
|
|
dБ
|
мм
|
посадочный диаметр
хвостовой части быстроходного вала
|
-
|
|
-
|
-
|
номер подшипника на
тихоходном валу редуктора
|
7308
|
|
-
|
-
|
материал и
термообработка колеса и шестерни редуктора
|
Ст. 40Х,
поверхностная закалка
|
|
-
|
-
|
материал и
термообработка тихоходного вала редуктора
|
Ст. 40Х, улучшение
|
Таблица 6.
Характеристики подшипника качения № 7308
|
Обозначение
|
Единица
измерения
|
Наименование
параметра
|
Значение
параметра
|
|
D
|
мм
|
наружный диаметр
подшипника
|
90
|
|
d
|
мм
|
внутренний диаметр
подшипника
|
40
|
|
T
|
мм
|
габаритная ширина
подшипника
|
25,25
|
|
c
|
мм
|
ширина наружного
кольца подшипника
|
20
|
|
C
|
кН
|
динамическая
грузоподъёмность
|
66
|
|
X
|
-
|
коэффициент
радиальной нагрузки
|
0,4
|
|
Y
|
-
|
коэффициент осевой
нагрузки
|
2,16
|
|
e
|
-
|
величина,
характеризующая критическое отношение радиальной и осевой нагрузок
|
0,28
|
|
α
|
град.
|
Угол между осями
подшипника и телом качения
|
12˚
|
Характеристики
подшипника качения № 7308 взяты из справочника [4].
Рисунок 14. Схема
конического подшипника качения.
Формула для
определения диаметра делительной окружности колеса d1 имеет вид:
d1=z2 , (15)
где m – нормальный модуль зубчатого
зацепления;
β – угол наклона линии зуба;
z2 – число зубьев колеса;
d1=1,5·100/cos16˚15΄37˝=150/0,96=156,25
(мм);
Окружную силу
определим по формуле:
Ft=2·М∑max/d1, (16)
где М∑max – максимальный момент на тихоходном
валу;
dк=d1 – диаметр начальной окружности;
Ft=2·216/156,25·10-3=432/156,25·10-3=2764,8
Н .
Осевую
составляющую Fa определим по формуле:
Fa=Ft·tgβ , (17)
Fa=2764,8·tg16˚15΄37˝=805,87 Н.
Радиальную силу
определим по формуле:
Fr=(Ft·tgαw)/cosβ , (18)
где αw – угол зацепления косозубой
передачи в нормальном сечении (αw≈20˚);
Fr==1048,032 Н .
РАСЧЁТ
ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
Расчёт состоит из
нескольких этапов:
1. формирование
расчётной схемы вала;
2. расчёт вала на
статическую прочность;
3.
проектировочный расчёт шпоночного или шлицевого соединения;
4. расчёт вала на
выносливость.
Валы в редукторах
выполняют ступенчатыми, т.к. это обеспечивает удобный монтаж, надёжную фиксацию
подшипников и зубчатых колёс.
Расчёт проводится
для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.
Формирование
расчётной схемы вала
Будем считать,
что сила, действующая со стороны ролика, на беговую дорожку внутреннего кольца
подшипника, приложена в геометрическом центре конического ролика.
Будем полагать,
что геометрический центр ролика определяется в осевом направлении размером С/2
и лежит на окружности диаметром dср===65 (мм).
В качестве
прототипа был взят чертёж тихоходного вала мотор-редуктора МЦ-80 (Лист 38) из
каталога [3].
Формирование
расчётной схемы тихоходного вала показано на Рисунке 16.
При установке
радиально-упорных конических подшипников враспор наблюдается смещение опор на
расчётной схеме внутрь относительно тел качения на величину 1.
Определим S – смещение опоры относительно
середины наружного кольца подшипника:
S===·tg12˚=6,91 (мм).
Определим L=2T+tk+a+b , - расстояние между внешними
торцами подшипников,
где T – габаритная ширина подшипника;
tk – ширина венца зубчатого
колеса;
a – ширина упорного буртика;
b – размер ступенчатой части
колеса.
Формирование
расчётной схемы вала.
Размеры a и b получены масштабированием сборочного
чертежа мотор-редуктора МЦ-80 – [3] и исходя из рекомендаций по выбору данных
размеров.
a=6 , b=8
Тогда получим:
L=2·25,25+25+6+8=89,5 (мм).
Определим
расчётную длину вала lрас по формуле:
lрас=L-2·(+1)=89,5-2·()=67,5 (мм);
где с – ширина
наружного кольца подшипника.
Найдём длину lk2, которая определяет
положение срединной плоскости колеса:
lk2=(Т+tk/2)-(+1)=(25,25+25/2)-()=26,75 (мм).
Зная lk2 , определим размер lk1:
lk1=lрас-lk2=67,5-26,75=40,75 (мм).
Расчёт вала на
статическую прочность
Заменим шарнирные
опоры силами реакции, а силы, действующие в зубчатом зацеплении, приведём к оси
вала:
Ma=Fa·dw/2=Ft·tgβ·dw/2=(2·М∑max/dw)·tgβ·dw/2=М∑max·tgβ=216·0,292=62,96(Н·м);
Mt=Ft·dw/2=(2·М∑max/dw)·dw/2=М∑max=216 (Н·м);
Разложим реакции
опор Ra и Rc на составляющие по осям, и
найдём их.
1. Составляющие
по оси X:
∑Mcy=-xa·lрас+Ft·lk2=0;
xa=( Ft·lk2)/lрас=(2764,8·26,75·10-3)/67,5·10-3=1095,68
Н;
∑May= xc·lрас-Ft·lk1=0;
xc=( Ft·lk1)/lрас=(2764,8·40,75·10-3)/67,5·10-3=1669,12
Н;
2. Составляющие
по оси Y:
∑Mcx=-ya·lрас+Ma+Fr·lk2=0;
ya=(Ma+Fr·lk2)/lрас=(62,96+1048,032·26,75·10-3)/67,5·10-3=1348,07
Н;
∑Max=yc·lрас+Ma-Fr·lk1=0;
yc=(-Ma+Fr·lk1)/lрас=(-62,96+1048,032·40,75·10-3)/67,5·10-3=-300,04
Н;
3. Составляющие
по оси Z:
∑Fz=Fa-zc=0; zc=Fa=805,87 Н.
Допущения:
1) пренебрежём
влиянием на прочность касательных напряжений от поперечной силы.
2) не учитываем
циклический характер нагружения вала, а также влияние на прочность
конструктивных (концентрация напряжения) и технологических факторов.
Расчётная схема
вала показана на Рисунке 17.
По эпюрам
внутренних силовых факторов видно, что опасным сечением является сечение B (под срединной плоскостью колеса
(слева)).
В точке Е реализуется
плоское упрощенное напряжённое состояние. Для определения эквивалентного
напряжения в точке Е воспользуемся третьей теорией прочности.
Запишем условие
прочности:
σЕэкв=[σ], для стали 40Х [σ]=80 МПа; (*)
σІІІэкв=σ1-σ3=((σ/2)+√(σ/2)2+τ2)-((σ/2)-√(σ/2)2+τ2)=√σ2+4τ2 .
Для нашего случая
воспользуемся частной формулой для определения σэкв:
σЕэкв=·√M2изг+M2∑max .
Подставим данное
выражение для σЕэкв в условие прочности и
выразим параметр d:
·√M2изг+M2∑max ≤[σ];
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5
|
© 2009 Все права защищены.
Наверх