2 Специальная часть

2.1 Обоснование выбора темы

Аварийные летучие ножницы предназначены для резки проката. Ножницы включаются, если начало заготовки не войдет в третью клеть после отсчета вычисленного времени.

При подаче проката возникали случаи несрабатывания аварийных летучих ножниц, из-за выхода из строя зубчатой муфты, что полностью останавливало линию прокатки.

Предлагаемая реконструкция аварийных летучих ножниц заключается в замене зубчатой муфты на упругую втулочно-пальцевую, так как она более долговечна и надёжна в использовании.

Благодаря большим воспринимаемым нагрузкам МУВП в отличии от МЗ простои стана можно сократить к минимуму.

Реконструкция приведет к повышению темпа прокатки, к уменьшению простоя оборудования, увеличению количества выпускаемой продукции.

2.2 Назначение, устройство и принцип работы летучих ножниц

Аварийные летучие ножницы предназначены для резки проката диаметром от 5,5 до 13,0 мм и сечением 100х100 мм на обрезки габаритной длины.

Привод ножниц (рис. 1) состоит из:

а) Электродвигателя, уста­новленного на раме, которая крепится к фундаменту;

б) Муфты упругой втулочно-пальцевой, которая соединяет вал электродвигателя с приводным валом шестеренной клети;

в) Воздушного фильтра, который крепится на корпусе, который закрывает вращающийся вал электродвигателя.

г) Шестеренной клети, в которой происходит передача крутящего момента электродвигателя на 2 исполнительных механизма ножниц;

д) Ножи (исполнительный механизм), с помощью которых происходит порезка проката на габаритные длины.

1 – корпус;

2 - воздушый фильтр;

3 - шестеренная клеть;

4 - исполнительный механизм (ножи);

5 – защитный кожух муфты;

6 – электродвигатель;

7 – муфта упругая втулочно-пальцевая.

Рисунок 1 – Схема привода аварийных летучих ножниц

Работа устройства основана на измерении времени перемещения начала заготовки в первом межклетьевом промежутке, вычислении по его величине времени перемещения начала заготовки во втором межклетьевом промежутке с учетом длин межклетьевых промежутков и сравнении фактического времени перемещения начала заготовки I во втором межклетьевом промежутке с вычисленным. Аварийные ножницы включаются, если начало заготовки не войдет в третью клеть после отсчета вычисленного времени.

Ножницы работают в режиме запусков на каждый рез переднего конца, реза на мерные длины, а при аварийном резе непрерывно вращаются, пока не будет разрезана вся заготовка. Остановка ножниц в фиксированном исходном положении обеспечивается снижением скорости до небольшой величины (ползучая скорость) и отключением привода в исходном положении с применением большого тормозного момента привода.

2.3 Расчётная часть

2.3.1 Определение мощности электродвигателя и его выбор.

Коэффициент полезного действия привода:

, (1)

где - КПД закрытой передачи (шестеренной клети).[3]

- КПД муфты.[3]

- КПД одной пары подшипников качения. [3]

Определяем мощность на приводном валу, кВт:

, (2)

Определяем угловую скорость электродвигателя, с^-1:

, (3)

Определяем крутящий момент на валу электродвигателя, Н*м:

, (4)

Определяем крутящий момент на приводном валу, Н*м:

, (5)

Выбираем электродвигатель МТВ 512-8 с параметрами:

-номинальная мощность Р_НОМ = 55 кВт,

-номинальная частота вращения n_НОМ = 560 об/мин,

-диаметр выходного вала d=70мм.

В таблице 1 показаны параметры электродвигателя МТВ 512-8.

Таблица 1 – Геометрические параметры электродвигателя МТВ 512-8

Bt	B3	d	L	H	l	C	C2	h	h2
500	100	70	1111	572	140	190	195	250	30

На рисунке 2 представлена кинематическая схема агрегата

1. Электродвигатель

Мощность Pном=55 кВт

Число оборотов nном=560 об\мин

2) Муфта

3) Шестерённая клеть

4) Исполнительный механизм

Рисунок 2 – Кинематическая схема привода

2.3.1.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определяем межосевое расстояние Aw, мм:

, (6)

где К_а – вспомогательный коэффициент.

К_а = 49,5 – для прямозубых передач; [3]

Ψ_а = 0,28…0,36 – коэффициент ширины венца колеса; [3]

i_зп = 1 – передаточное число цилиндрической передачи

Т_прив=878,7 Н*м [3]

[σ]_H2 – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм² [3]

[σ]_H2= 514 Н/мм² [3]

К_Нβ =1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. [3]

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения по ГОСТ 2185-66:

А_W =240мм.

Определяем модуль зацепления, мм:

, (7)

где Т₂ =878,7 Н*м [п 2.3.1]

К_m = 6,8 вспомогательный коэффициент для косозубых передач [3]

[σ]_F2 =256 Н/*мм² [3]

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 9563-60. Принимаем m = 2,75 мм.

Определяем делительный диаметр колеса d2, мм:

, (8)

Определяем ширину венца колеса b2, мм:

b₂ = Ψ_а* А_W, (9)

b₂ = 0,3*240=72 мм

Определяем суммарное число зубьев шестерен:

, (10)

Определяем число зубьев шестерни:

, (11)

Определяем число зубьев колеса:

, (12)

Определяем фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

, (13)

, (14)

Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:

, (15)

Определяем основные геометрические параметры шестерни и зубчатого колеса, мм:

• делительный диаметр шестерни, мм:

, (16)

• делительный диаметр колеса, мм:

, (17)

• диаметр вершин шестерни, мм:

, (18)

• диаметр вершин колеса, мм:

, (19)

• диаметр впадин шестерни, мм:

, (20)

• диаметр впадин колеса, мм:

, (21)

Ширина венца колеса, мм:

b₂=72 мм

Ширина венца шестерни, мм:

, (22)

Проверяем межосевого расстояния, мм:

, (23)

Определяем окружную силу на колесе, Н:

, (24)

Определяем окружную скорость колеса, м/с:

, (25)

Определяем степень точности по таблице: по таблице степень точности равна 8.

Определяем фактическое напряжение зубьев колеса, Н/мм²:

, (26)

условие выполняется.

Проверяем напряжений изгиба зубьев колеса, Н/мм²:

, (27)

условие выполняется.

Проверяем напряжений изгиба зубьев шестерни, Н/мм²:

, (28)

условие выполняется.

2.3.1.2 Силовой расчет приводного вала

Рисунок 3 – Схема нагружения приводного вала

Определение реакций опор и моментов для тихоходного вала.

Определяем консольную силу, Н:

, (29)

Определяем усилия реза, Н:

, (30)

Определяем скорость вращение ножей, м/с:

, (31)

Определяем окружную силу, Н:

, (32)

Определяем радиальную силу, Н:

, (33)

Вертикальная плоскость.

Определяем реакции опор, Н:

;

, (34)

;

, (35)

Проверка: , (36)

-632,5-2634,4+7261,7-3992,25=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

М_Х1=0

М_Х2=-R_АY*0,255, (37)

М_Х2=632,5*0,255=161,3 Н*м

М_Х3=Fрез*0,56, (38)

М_Х3= 3992,25*0,56=2235,7 Н*м

М_Х4=0

М_Х5=0

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

;

, (39)

;

, (40)

Проверка: ; , (41)

-688,43-7262+4245,4+3705=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОY, Н*м:

М_Y1 = 0

М_Y2 = -F_м*0,52, (42)

М_Y2 = -3705*0,52=-1926,6 Н*м

М_Y3=R_bx*0,635, (43)

М_Y3=4245,4*0,635= 2695,8 Н*м

М_Y4 = 0

М_Y5 = 0

Определяем суммарные реакции опор, Н:

, (44)

, (45)

Определяем суммарные моменты в опасных сечениях вала, Н*м:

, (46)

, (47)

Рисунок 4 – Расчетная схема приводного вала

2.3.2 Выбор муфты

Для соединения приводного вала с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 500-76 ГОСТ 21424-93, номинальный момент Т_НОМ=500 Нм, посадочный диаметр d₁=76 мм, длина L = 175 мм.

Стандартное обозначение: МУВП 500-76 ГОСТ 21424-93

2.3.3 Проектирование приводного вала

Рассчитать 1 ступень (под муфту):

Определяем диаметр 1 ступени вала, мм:

, (48)

Определяем длину 1 ступени вала, мм:

, (49)

Рассчитать 3 ступень под подшипник:

Определяем диаметр 3 ступени вала, мм:

, (50)

Определяем длину 3 ступени вала, мм:

, (51)

В качестве опор для приводного вала шестерённой клети выбираем радиальные шариковые двухрядные сферические подшипники средней серии № 1320, ГОСТ 28428-90 со следующими параметрами:

Таблица 2 – Параметры радиальных шариковых двухрядных сферических подшипников средней серии № 1320, ГОСТ 28428-90

d	D	B	Cr	С0r
100 мм	215 мм	47 мм	143 кН	76,5 кН

Выбираем гайки для фиксации подшипников: гайки круглые шлицевые ГОСТ 11871-88 со следующими геометрическими параметрами:

Таблица 3 – Геометрические параметры гаек круглых шлицевых ГОСТ 11871-88

P	D	D1	d0	b	h	z
2 мм	125 мм	102 мм	93 мм	12 мм	4 мм	6

В качестве крышек, закрывающих подшипники на приводном валу, выбираем крышки торцевые с отверстиями для манжетного уплотнения ГОСТ 18512-73 со следующими геометрическими параметрами:

Таблица 4 – Геометрические параметры крышки 12-215 ГОСТ 18412-73.

D	D5	H	H1	B	B1	L	L1
215 мм	102 мм	28 мм	50 мм	24 мм	20 мм	4 мм	30мм

В качестве уплотнительной манжеты, которая располагается между крышкой и подшипником выбираем: манжету резиновую армированную ГОСТ 8752-79, со следующими геометрическими параметрами:

Таблица 4 – Геометрические параметры манжеты резиновой армированной ГОСТ 8752-79.

D вал	B	B1	D1
90 мм	12 мм	16 мм	120 мм

Стандартное обозначение: Манжета 1.1-90*120-1 ГОСТ 8752-79

2.3.4 Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_rp с базовой C_r, а так же базовой долговечности L_10h с требуемой долговечностью L_h по условиям:

; ;

Проверочный расчет подшипников на быстроходном валу.

Проверке подлежит радиальный шариковый двухрядный сферический подшипник легкой серии № 1320, ГОСТ 28428-90

d = 100 мм; D = 215 мм; В = 47мм; C_r = 143 кН; С_0r = 76,5 кН

Эквивалентная нагрузка R_e учитывает характер и направление нагрузок,

действующих на подшипники, условия их работы и зависит от типа подшипника.

Эквивалентную динамическую нагрузку определяяем по формуле, Н:

, (52)

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

, (53)

где R_e = R_e1 = 11776,24 H

ω = ω_ном = 58,61 c^-1

L_h = 20000 часов [3]

Следовательно,

По условию подшипник № 1320 пригоден по грузоподъемности.

Проверяем на долговечность, час:

, (54)

Условие пригодности подшипника № 1320 выполняется.

2.3.5 Проверочный расчет приводного вала

Проверочный расчет валов на прочность выполняют, учитывая совместное действие изгиба и кручения. Целью расчета является определение коэффициентов запаса прочности в наиболее опасном сечении вала и сравнение его с допускаемым коэффициентом запаса прочности.

где s – общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала;

[s] = 1,6…2,1 допускаемый коэффициент запаса прочности. [3]

Определяем нормальные напряжения в 3 –м сечении вала, Н/мм²:

, (55)

Следовательно,

, (56)

где М = М₃ = 2700,6 Нм

Определяем нормальные напряжения во 2 –м сечении вала, Н/мм²:

, (57)

где М= М₂ =1926,6 Н*м

W_НЕТТО = 0,1d³, (58)

W_НЕТТО = 0,1*100³=100000 мм³

Определяем касательные напряжения в 3-м сечении, Н/мм²:

, (59)

где Т=Т_прив = 878,7 Н*м

, (60)

Определяем касательные напряжения в 2-ом сечении, Н/мм²:

, (61)

В 3-ем сечении нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведется только для 3-го сечения вала, которое называется расчетным.

К_σ = 2,45 [3]

К_d = 0,71 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. [3]

К_F = 1,5 коэффициент влияния шероховатости. [3]

К_У = 1,5 коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [3]

, (62)

К_τ = 2,25 – коэффициент концентрации касательных напряжений. [3]

, (63)

Определяем пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении, Н/мм²:

, (64)

Определяем пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении, Н/мм²:

, (65)

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (66)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, (67)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении:

, (68)

5,5>2

Условие прочности выполняется.

2.3.6 Выбор болтов

В качестве фундаментных болтов для крепления шестерённой клети к фундаменту через раму выбираем болты фундаментные M36x350 ГОСТ 24379.1-80.

В качестве фундаментных болтов для крепления корпуса, закрывающего вал электродвигателя к фундаменту через раму выбираем болты фундаментные M48x450 ГОСТ 24379.1-80.