Главная: Рефераты

Рефераты. Проектирование привода ленточного питателя

Проектирование привода ленточного питателя

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Иркутский Государственный Технический Университет

Кафедра конструирования и стандартизации машиностроения

Допускаю к защите

Руководитель Тумаш Александр

Михайлович


 

Проектирование привода ленточного питателя



Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

Детали машин

1.024.00.00.ПЗ







Выполнил студент группы ХТТ – 04 – 1

Алексеев Николай Александрович

Нормоконтролёр

Тумаш Александр Михайлович

Курсовой проект защищён



Иркутск 2005 г.

Задание на проектирование

Исходные данные

Тяговое усиление ленты Fл = 2,7 кН

Скорость ленты vл = 1,2 м/с

Диаметр барабана DБ = 300 мм

Допускаемое отклонение скорости ленты d = 4 %

Срок службы привода LГ = 6 лет

1) Двигатель

2) Муфта

3) Редуктор

4) Цепная передача

5) Лента конвейера

1.                Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

1.1.         Определим КПД привода


Общий КПД привода равен:

h = h1 *  h2 * h32 * h42 * h5               (1.1)

где h1 – КПД закрытой зубчатой передачи; h1 = 0,98;

h2 – КПД открытой цепной передачи, h2 = 0,92;

h3 – КПД муфты; h3 = 0,98;

h4 – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,

h4 = 0,99;

h5 – коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,

h5 = 0,99

Значения КПД принимаем по таб. 1.1 [1, стр.5]

h = 0,98 * 0,92 * 0,982  * 0,992 * 0,99 = 0,84


1.2.         Определим мощность на валу барабана:


Рб = Fл * vл                    (1.2)

где Fл – тяговая сила ленты;

vл – скорость ленты

Рб = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт


1.3.         Требуемая мощность электродвигателя:

 

Ртр = Рб / h           (1.3)

Ртр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт

1.4.         Угловая скорость барабана:


wб = 2 * vл / Dб              (1.4)

wб = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад/с


1.5.         Частота вращения барабана:


nб = 30 * wб / p              (1.5)

nб = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об/мин


1.6.         Выбираем электродвигатель


По требуемой мощности  Ртр = 3,8 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении серии 4А с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А100L4 с параметрами Рдв = 4,0 кВт и скольжением 4,7 %, см. таб. П1 [1, стр. 390]

Обозначение: Двигатель 4А 112МВ6    ГОСТ 19523 – 81

Номинальная частота вращения вала двигателя:

nдв = 1500 * (1 – 0,047) = 1429,5 об/ мин

 Угловая скорость вала двигателя:

wдв = p · nдв / 30             (1.6)

wдв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с


1.7.         Определяем передаточное отношение привода:


i = wдв / wб                                             (1.7)

i = 149,6 / 8 = 18,7 = u

Намечаем для редуктора  uР = 5, тогда для цепной передачи:

i ц = u / u Р                      (1.8)

i ц = 18,7 / 5 = 3,74

Вычисляем вращающий момент на валу шестерни:

Т1 = Ртр * h3 * h4 / w1              (1.9)

Т1 = 3,7 * 103 * 0,98 * 0,99 / 149,6 = 24 Нм = 24*103 Нмм


1.8.         Вычисляем вращающие моменты на валу колеса:


Т2 = Т1* Uр * h1 * h4                         (1.10)

Т2 = 24 * 103  * 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 103 Нмм  


1.9.         Частоты вращения и угловые скорости валов


Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов

Частота вращения

Угловая скорость

Вал В

n1 = nдв = 1429,5 об/ мин

w1 =  wдв = 149,6 рад/с

Вал С

n2 = n1 / Uр = 285,9 об/мин

w2 = w1 / Uр = 30 рад/с

Вал А

 nБ = 76,4 об/мин

 wБ = 8 рад/с

2.                Расчет зубчатых колес редуктора

 

2.1.                Выбираем материалы для зубчатых колес

 

Для шестерни выбираем сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 230 НВ; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 200 НВ.


2.2.                Допускаемые контактные напряжения:


            (2.1)

где sHlim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора КHL = 1;

[SH] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,10

По таб. 3.2 [1, стр. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:

sHlim b = 2 НВ + 70                  (2.2)

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[sH] = 0,45 * ([sH1] + [sH2])               (2.3)

С учетом формул 3.1 и 3.2 получим:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[sH] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа

Требуемое условие [sH] <= 1.23 [sH2] выполнено.


2.3.                Допускаемое напряжение на изгиб:


                   (2.4)

где sFlim b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

[SF] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,75 см. таб. 3.9 [1, стр. 44]

По таб. 3.9 [1, стр. 44] для стали 45 с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой – улучшение:

sFlim b = 1,8 · НВ            (2.5)

для шестерни:

sFlim b1 = 1,8 · НВ1 = 1,8 · 230 = 414 МПа

для колеса:

sFlim b2 = 1,8 · НВ2 = 1,8 · 200 = 360 МПа

Допускаемые напряжения

для шестерни:

для колеса:

2.4.                Коэффициент КHb,


учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выберем по таб. 3.1 [1, стр. 32]. Со стороны цепной передачи на ведущий вал действует сила давления, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев, поэтому примем  КHb = 1,1 как для симметрично расположенных колес.


2.5.                Коэффициент ширины венца примем равным yba = b / aw = 0,5

 

2.6.                Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

 

 

аw = Ка · (u + 1)             (2.6)

где Ка = 43 для косозубых колес;

u = 5 принятое ранее передаточное число редуктора (см. п. 1.7)

аw = 43 * (5 + 1)

Стандартное значение по ГОСТ 2185 – 66 [1, стр. 36] аw = 100 мм


2.7.                Нормальный модуль:


mn = (0,01…0,02) · аw                                       (2.7)

mn = (0,01…0,02) · 100 = (1,0…2,0) мм

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 [1, стр. 36] mn = 2,0 мм


2.8.                Определим суммарное число зубьев

 

Из рекомендованных значений b = 8…20° предварительно назначим угол наклона зубьев b = 10°

             (2.8)

Принимаем z1 = 16, тогда z2 = z1 · u = 16 · 5 = 80

Фактическое передаточное число:

u = z2  / z1= 80 / 16 = 5

2.9.                 Уточняем значение угла наклона зубьев:

                (2.9)

Угол наклона зубьев b = 16,260 = 160 15’


2.10.           Основные размеры шестерни и колеса

 

делительные диаметры:

d1 = mn · z1 / cos b                  d1 = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм

d2 = mn · z2 / cos b                   d2 = 2 · 80 / 0,96  = 166,7 мм

диаметры вершин зубьев:

dа1 = d1 + 2 mn               dа1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

dа2 = d2 + 2 mn                dа2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 – 2,5 · mn                     df1 = 33,3 – 2,5 · 2 = 28,3 мм

df2 = d2 – 2,5 · mn                     df2 = 166,7 – 2,5 · 2 = 161,7 мм

Проверка: аw = d1 + d2 / 2 = 33,3 + 166,7 / 2 = 100 мм

2.11.           Ширина колеса и шестерни:

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5



2012 © Все права защищены
При использовании материалов активная ссылка на источник обязательна.