Привод цепного конвейера

Министерство образования и науки РФ

Южно- Уральский Государственный Университет

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Привод цепного конвейера»

Нормоконтроль:

Руководитель: Е.П. Устиновский

Автор проекта: А.Ю.Степанюк

студент группы ТВ-318

Проект защищен с оценкой

Челябинск 2007

Введение

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которой приобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных, долговременных и экономических конструкций.  

1. Кинематический и силовой расчёты привода.

 Выбор электродвигателя

Кинематическая схема привода.

1.                 Мотор

2.                 МУВП

3.                 Редуктор С2

4.                 Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта

5.                 Приводной вал с 2-мя звездочками

1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.

Мощность на приводном валу Р3, кВт,

,

где    Ft – окружное усилие на приводном валу, Н;

         V – окружная скорость на приводном валу, м/с.

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность на валу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:

где   η – общий КПД привода,

η =η1·η2;

   η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97;

        η2– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η2=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

η = 0,97·0,97=0,9409.

При этом

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения приводного вала n3, об/мин,

где   Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

         t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя  n1, мин-1:

n1= n3·ί,

где  n3 – частота вращения приводного вала, n3 =105 мин-1;

       ί – передаточное отношение привода.

ί =ί1·ί2

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

ί1=3…6

ί2=3…6.

ί =(3…6)*(3…6)=9…36

Тогда     n1= 105*(9…36)=945…3780.

Так как в мотор- редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах , для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем 

n1=1.500 мин -1.

1.5 Выбор электродвигателя

В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель 100L /1410  с   T max/T ном.=2,2, n1.=1410мин-1.

1.6 Определение передаточного отношения привода

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:

1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.

Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р2, кВт,

где    Р1– мощность на валу электродвигателя, Р1=3,72кВт;

         η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97;

Определение вращающих моментов  на валах :

где  Р1– мощность на валу двигателя, кВт;

        n1 – частота вращения вала, мин-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т2, Н·м,

где  Р 1–мощность на валу двигателя, кВт;

     η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97

     n2-частота вращения на быстроходном валу редуктора мин-1,

Определение вращающего момента на приводном валу Т3, Н·м,

где  Р2– мощность на быстроходном валу, кВт;

        n3 – частота вращения  вала, мин-1;

        η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97

Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

таблица1

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .

Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

Согласно источнику  [1, стр22 табл.7] цементации соответствуют материалы:

Шестерня- 20Х   ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х        ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо – 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где   σHlim b1,σHlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей          зубьев шестерни и колеса;

σHlim b =23*55=1265 МПа

Страницы: 1, 2