Содержание

Введение 4

2.Определение усилия волочения и выбор двигателя 7

3.Определение моментов на валах 8

4.Прочностной расчет вала барабана 9

Выводы 18

Список литературы 19

Введение

Волочильные однократные станы барабанного типа используются для волочения толстой проволоки, различного профиля и круглых сечений диаметром до 25-40 мм, а также труб из черных и цветных металлов.

По расположению осей барабанов эти станы изготавливают вертикальными и горизонтальными.

Наибольшее применение имеют станы с вертикальным расположением оси барабана, так как на этих станах легче механизировать съем бунта.

По способу укладки изделия на барабане различают станы с горизонтальными барабанами, со скользящими вдоль барабана клещами и станы с передвигающейся вдоль оси барабана волокой.

Станы однократного волочения в зависимости от сечения и качества протягиваемого материала рассчитывают на усилие 0,05 – 200 кН, при скорости волочения 0,3 – 5 м/с. Диаметр барабана определяется максимальным диаметром протягиваемой проволоки в данном стане.

Современные проволочные прокатные станы могут поставлять бунты проволоки массой 1 – 1,5 т. Современные станы проектируют для работы с повышенными скоростями волочения. Редукторы установлены в самой станине стана.

Данные для расчета

При волочении проволоки d = 6,5 мм. С единичным обжатием q = 22% используется волочильный стан UDZSA 5000/4. Диаметр барабана – 5000 мм. Содержание углерода – 0,68-0,72%.

1.Кинематический расчет привода

Общий вид привода

η₁ = 0,97 – КПД конической передачи;

η₂ = η₃ = η₄ = 0,98 – КПД пары цилиндрических колес;

η_общ = η₁ ∙ η₂ ∙ η₃ ∙ η₄ = 0,97 ∙ 0,98 ∙ 0,98 ∙ 0,98 = 0,9;

η – КПД передачи принимаем равным 0,9;

Номинальная частота вращения двигателя:

n_дв = n – s,

где n_дв - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

n – синхронная частота вращения, об/мин;

s – скольжения, %.

Угловая скорость двигателя:

Угловая скорость барабана:

Найдем общее передаточное отношение:

Рассчитаем ступени:

= 3,6;

= 2;

2.Определение усилия волочения и выбор двигателя

,

где – средний предел прочности;

,

– после волочения.

,

где – предел прочности до волочения,

– после волочения.

=

3.Определение моментов на валах

На первом валу:

На втором валу:

На третьем валу:

На четвертом валу:

4.Прочностной расчет вала барабана

;

;

;

,

где угол зацепления,

половина угла делительного конуса конической шестерни.

Подставим значения в формулы:

Определим реакции в подшипниках и значения изгибающих моментов. Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Дано: ; ; ; ;

; ; .

1. Вертикальная плоскость:

а) Определим опорные реакции:

;

= = 13412,9 Н.

;

= = 16596,4 Н.

Σ F(Y) = 0;

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

1 участок:

0 ≤ x ≤

x = ; ;

x = ; .

2 участок:

≤ x ≤

x = ;

;

x = ; .

3 участок:

≤ x ≤

2. Горизонтальная плоскость:

а) Определим опорные реакции:

;

;

=

.

;

;

=

.

Σ F(Y) = 0;

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

0 ≤ x ≤

x = ; ;

x = ; .

2 участок:

≤ x ≤

x = ; ;

x = ; .

3 участок:

≤ x ≤

;

3. Определяем суммарные радиальные реакции:

;

.

4. Определяем суммарный изгибающий момент:

5. Строим эпюру крутящих моментов:

Рисунок 2 – Эпюра изгибающих и крутящих моментов

Произведем расчет вала на выносливость.

Примем, что нормальные напряжения осей изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные осей кручения – по пульсирующему циклу. Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения вала и сравним с допускаемым значением запаса. Прочность соблюдается при

S > [S] = 1,5…2,0.

Коэффициенты запаса определяются по формулам

,

Где коэффициенты запаса соответственно по нормальным и касательным напряжениям. Они определяются по формулам:

; ,

 где – пределы выносливости материала вала; – амплитуда и среднее напряжения циклов нормальных и касательных напряжений. Для симметричного цикла нормальных напряжений ;

– эффективные коэффициенты концентрации напряжений; – масштабные факторы; - коэффициенты качества поверхности, принимаем равными единице; – коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла.

Проверим на выносливость ведомый (тихоходный) вал, так как крутящий момент на этом валу наибольший.

Материал вала – сталь 40, улучшение

Рассмотрим сечение под подшипником, на него действуют изгибающие и крутящие моменты. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой подшипника.

Суммарный изгибающий момент:

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

d - диаметр вала, мм.

Коэффициенты пределов выносливости:

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определяем коэффициенты запаса прочности:

; 

= 13,4;

=

S > [S]: 4 > 1,5…2,0.

Вывод: условие прочности выполняется.

5.Выбор подшипников

Подшипники выбираем шариковые, однорядные, внутренний диаметр d=90 мм, внешний D = 160 мм, ГОСТ 8338-75, схема установки в распор.

По таблице находим:

Определим динамическую грузоподъемность и долговечность подшипника :

;

,

где – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m – показатель степени, m = 3 для шариковых подшипников;

- коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников γ = 90%,

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях работы для шариковых

n – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.

Найдем эквивалентную динамическую нагрузку

С этой целью определим значение .

Значения е и у определим по таблице с помощью соотношения

;

e = 0,19;

y = 2,3.

Получим:

Следовательно вычислим по формуле:

,

где V = 2,7;

– реакция подшипника;

- коэффициент безопасности, равный 1,3;

- температурный коэффициент, равный 1.

Получим:

.

Найдем и :

= 51108 Н;

Полученные значения удовлетворяют условиям:

315711 ч > 30000 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.

Выводы

Проведены проектные расчеты для определения усилия волочения, проведены подбор электродвигателя и кинематический расчет привода на основе кинематической схемы. Разбито общее передаточное отношение по ступеням передач: от двигателя к быстроходному валу и двумя цилиндрическими, от быстроходного вала к промежуточному, и от промежуточного к тихоходному валу.

Проведены проектные и проверочные расчеты цилиндрической прямозубой передачи вала барабана и подшипников качения вала барабана. Произведен прочностной расчет вала – условие прочности выполняется.

Произведен выбор и расчет подшипников – долговечность подшипников обеспечена.

Список литературы

1. Когос, А. М. Механическое оборудование волочильных и

лентопрокатных цехов. Изд. 3-е. М. : Металлургия, 1980. – 312с.

2. Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб.

Пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ. :2006. – 456с.

3. Федоренко, В. А. Справочник по машиностроительному черчению,

Машиностроение, 1981 г.

19