Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Курсовой проект - Полуавтомат для разрезания рулонов ткани на бобины - файл 4.doc


Загрузка...
Курсовой проект - Полуавтомат для разрезания рулонов ткани на бобины
скачать (750 kb.)

Доступные файлы (21):

1 .doc26kb.21.01.2008 07:49скачать
2.doc1573kb.21.01.2008 07:48скачать
3.doc76kb.21.01.2008 19:15скачать
4.5.doc70kb.22.01.2008 10:15скачать
4.doc279kb.22.01.2008 10:12скачать
Выводы.doc26kb.21.01.2008 11:54скачать
Динамика резания.frw
Кинематика резания.frw
Кинематическая схема.frw
КС - А1.cdw
Литература.doc27kb.21.01.2008 20:05скачать
Назначение и область применения полуавтомат а.doc41kb.20.01.2008 23:14скачать
1.CPT
2.CPT
ПРМ.doc1494kb.16.02.2004 15:58скачать
Обзор способов резания текстильных материалов и материалов из кожи.docx69kb.14.01.2008 07:43скачать
Рисунок 1.3.doc141kb.21.01.2008 08:10скачать
Специфик01.cdw
Специфик02.cdw
Специфик03.cdw
Специфик04.cdw

4.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
4 Расчетная часть

4.1 Расчет усилий при разрезании рулонов
4.1.1 Определим Vн – скорость дискового ножа.



4.1.2 Определим скорость резания Vр. Скорость поперечной подачи Vп является скоростью движения штока гидроцилиндра поперечной подачи. Скорость резания (см. рис. 4.1) определится по формуле





Рисунок 4.1 – План скоростей
Схема взаимодействия ножа и рулона приведена на рисунке 4.2.


Рисунок 4.2 – Схема взаимодействия ножа и рулона

4.1.3 Для определения усилия подачи ножа на материал, мощности подачи ножа, момента вращения ножа и мощности вращения ножа составим уравнения сил для материала и для ножа. Схемы сил, действующих на рулон материала и на дисковый нож, представлены на рисунках 4.3, 4.4,

где βо – конструктивный угол резания,

βр – рабочий угол резания,

N1 – сила нормального давления материала на нож (или нормальная реакция давления ножа на материал, для рис. 4.4), Н,

F1 – сила трения материала о боковые грани ножа (или сила трения ножа о материал, для рис. 4.4), Н,

N2 – сила нормального давления материала на подшипники главного вала, Н,

F2 – сила трения в подшипниках главного вала, Н,

N3 –нормальная реакция подшипников ножа, Н,

F3 – сила трения в подшипниках ножа, Н,

Pp – усилие поперечной подачи ножа, Н,

Pн - сила от момента вращения ножа, Н.

Np – мощность поперечной подачи ножа, Н,

Nн - мощность вращения ножа, Н.

Из динамики резания дисковым ножом получаем следующие формулы для расчета необходимых усилий и мощностей:



В свою очередь, нормальная реакция давления ножа на материал составит



где q – удельное усилие пиления, Н/м;

L – средняя линия пиления, м, примем

k1 – коэффициент, учитывающий притупление кромки ножа;

k2 – коэффициент, учитывающий нагрев в зоне резания;

Тогда




Рисунок 3.3 – Схема сил, действующих на рулон ткани

Рисунок 3.4 – Схема сил, действующих на дисковый нож

4.2 Расчет мощности приводного двигателя отрезного устройства
Режим нагружения ротора электродвигателя – непрерывный.

Мощность приводного двигателя определяется по формуле

,

– общий КПД привода.

Так как движение передается рабочему органу передается только клиноременной передачей, то

Тогда мощность двигателя будет равна



Угловая скорость вращения двигателя определяется по формуле, где n0 - синхронная частота вращения ротора.

мин-1;



По рассчитанным значениям подбираем электродвигатель 4А80В693 1М 3081 ГОСТ 19523-81 (N=1,1кВт, n=920 мин-1).

4.3 Расчет крутящего момента подмотки рулона и расчет привода подмотки рулона
Расчет ведется для главного вала, представленного позицией 15 на рис. 3.2. Для обеспечения необходимой динамики намотки рулона на главный вал должно обеспечиваться условие , где МКР – крутящий момент на валу; k – коэффициент запаса, примем равным 1,2; МС – момент сил сопротивления. В свою очередь, момент сил сопротивления составляет сумму моментов сил трения и моментов сил инерции .

Момент сил инерции рассчитывается



Момент сил трения определится с учетом радиальной составляющей реакции в шарикоподшипнике





Тогда требуемый крутящий момент должен быть не меньше .

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 3.2. Режим нагружения ротора электродвигателя – непрерывный.

Мощность приводного двигателя определяется по формуле

,

где Мн – номинальный момент, развиваемый на валу электродвигателя, Н·м;

– синхронная угловая скорость ротора;

рад/с,

где n0 - синхронная частота вращения ротора,

об/мин.

Тогда рад/с.

– общий КПД привода.

Так как движение передается рабочему органу передается только клиноременной передачей, то

Тогда мощность двигателя будет равна

кВт.

По рассчитанным значениям подбираем электродвигатель 4А90С987 1М 3081 ГОСТ 19523-81 (N=1,6кВт, n=1000 мин-1).

4.4 Расчет параметров гидроцилиндра привода ножевой головки
Для отрезного устройства поперечную подачу ножа обеспечивает гидроцилиндр 10 (см. рис. 3.1). Исходными данными для расчета его параметров являются

скорость поперечной подачи Vп=0,125 м/с,

усилие поперечной подачи Рр=75Н,

мощность поперечной подачи Nр=0,1кВт.

Диаметр поршня гидроцилиндра определяется по формуле

по стандартному ряду DП=50 мм, тогда диаметр штока составит

Рабочий ход поршня равен величине максимальной поперечной подачи, то есть Δ=380 мм, тогда длина внутренней полости гидроцилиндра составляет где λ – толщина поршня.

Расход гидроцилиндра определится



Диаметр стенок гидроцилиндра определится из условия для стали 20Х

м, примем δ=4мм.

Тогда наружный диаметр гидроцилиндра составит



4.5 Расчет на прочность детали конструкции
В графической части имеется чертеж вала РПРРРРПрр РП-1600.01.028. Вал представляет собой вал крепления дискового ножа с помощью прямобочного шлицевого соединения. На валу также крепятся два фланца и шкив клиноременной передачи. Проведем расчет на прочность различных элементов конструкции вала: шпоночного соединения, шлицевого прямобочного соединения.
4.5.1 Расчет клиноременной передачи
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к дисковому ножу в проектируемом приводе используется клиноремённая передача.

Исходя из номограммы условий работы ремня выбираем тип сечения А [1, c.134].

Крутящий момент на ведущем шкиву:

кН·м.

Диаметр ведущего шкива рассчитываем по формуле:

мм

Принимаем диаметр шкива равным d1 = 71 мм.

Диаметр ведомого шкива рассчитывается по выражению:

мм

где  – коэффициент проскальзывания ремня.

Выбираем диаметр ведомого вала равным d2=140 мм и уточняем передаточное отношение ремённой передачи:

.

Минимальная величина межосевого расстояния:

amin = 0,55·(d1 + d2) + T0 = 0,55·(71+140)+10,5 = 127 мм,

где T0 – высота сечения ремня для выбранного типа сечения [1, c. 131].

Максимальная величина межосевого расстояния:

amax =2 (d1 + d2)=2(71+ 140) = 422 мм.

Принимаем величину рабочего межосевого расстояния aр=400 мм. Расчётная длина ремня составляет:

мм.

Принимаем величину длины ремня из стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80 равной L=1120 мм. Уточняем значение межосевого расстояния по формуле

,

где w = 0,5··(d1 + d2) = 0,5··211 = 331 мм;

y = (d2d1)2 = (140 – 71)2 = 4761 мм2.

В результате имеем:

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01·^ L=11 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность его увеличения на 0,025·L=28 мм для увеличения натяжения ремней.

Произведём расчёт силовых характеристик ремённой передачи. Угол обхвата меньшего шкива составит:

.

Коэффициент угла обхвата ^ C =0,9 [1, c. 135];

коэффициент режима работы CP =1,0 (легкий режим) [1, c. 136];

коэффициент, учитывающий влияние длины ремня CL =0, 92[1, c. 135];

коэффициент, учитывающий число ремней Cz =0,75 [1, c. 135].

Необходимое число ремней в передаче вычисляется по выражению:

,

где P0 – мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, P0 = 0,88 кВт [1, c. 132].

Итого получаем:

,

принимаем число ремней равное z=3.

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня

Н,

где v – окружная скорость ведущего шкива,



 – коэффициент, учитывающий центробежную силу, =0,18 Н·с22.

Сила, действующая на валы:

Fв = F0·z·sin(1/2) = 2·78·3·sin(170°/2) = 466 Н. Ширина обода шкива находится по формуле:

Bш= (z–1)·e + 2f = (3–1)·15 + 2·10 = 50 мм,

где e=15 мм, f=10 мм – размеры канавок [1, c. 138].
4.5.2 Расчет шпоночного соединения на валу
Передача крутящих моментов от шкивов на валы осуществляется посредством шпонок. В связи с этим необходимо проверить прочностные свойства шпоночных соединений на смятие по наиболее нагруженной шпонке. Рассматриваемая шпонка имеет размеры bhl=161127 мм, глубина паза t1=5 мм. Передаваемый крутящий момент T2= T1/i=11,4×10/2=5,7Н·м.

Проверим по условию прочности на смятие шпонки

МПа.

Шпонка условию прочности на смятие удовлетворяет.

Проверим по условию прочности на срез шпонки

МПа.

Шпонка условию прочности на срез удовлетворяет.
4.5.3 Расчет шлицевого прямобочного соединения на валу
Шлицевые соединения с зубьями прямобочного профиля в соответствии с ГОСТ 21425-75 рассчитываются на смятие и износ, что соответствует их основным предельным состояниям.

Условие прочности на смятие выглядит



где σ – среднее давление на рабочих плоскостях, МПа;

Т – передаваемый крутящий момент, Н·мм;

SF - удельный суцммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала, мм3/мм;



где dср – средний диаметр шлицевого соединения, мм;

h - рабочая высота зубьев, мм;

z - число зубьев;

l – рабочая длина соединения

Тогда







Скачать файл (750 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru