Бесплатный Банк Рефератов - Проектирование привода ленточного питателя

Знание — сила. Библиотека научных работ.
~ Портал библиофилов и любителей литературы ~

Меню

Поиск

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 = 24103 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:

b2 = yba · аw (2.10)

b2 = 0,5 · 100 = 50 мм

b1 = b2 + 5 мм (2.11)

b1 = 50 + 5 мм = 55 мм

2.12. Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ybd = b1 / d1 (2.12)

ybd = 55 / 33,3 = 1,65

2.13. Окружная скорость колес

v = w1 · d1 / 2 (2.13)

v = 149,6 · 33,3 / 2 · 103 = 2,49 м/с

Степень точности передачи для косозубых колес при скорости до 10 м/с 8-ая

2.14. Коэффициент нагрузки:

KH = KHb · KHa · KHv (2.14)

KHb = 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, ybd = 1,65 и симметричном расположении колес

KHa = 1,073 таб. 3.4 [1, стр. 39] при v = 2,49 м/с и 8-й степени точности

KHv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при скорости менее 5 м/с

KH = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

2.15. Проверяем контактные напряжения по формуле:

(2,15)

что менее [sH] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.

2.16. Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

Ft = 2 · Т2 / d2 (2.16)

Ft = 2 · 116,4 · 103 / 166,7 = 1396,5 Н

Осевая сила:

Fа = Ft · tg b (2.17)

Fа = 1396,5 · tg 160 15’ = 407,3 Н

Радиальная сила:

Fr = Ft · tg a / cos b (2.18)

Fr = 1396,5 · tg 200 / 0,96 = 529,5 Н

2.17. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.19)

KFb = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, ybd = 1,65 и симметричном расположении колес

KFv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности

Тогда: KF = KFb · KFv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv:

для шестерни zv1 = z1 / cos3 b = 16 / 0,963 » 18

для колеса zv2 = z2 / cos3 b = 80 / 0,963 » 90

Коэффициенты YF1 = 4,2 и YF2 = 3,60 см. [1, стр. 42]

Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350

1.8НВ.

Для шестерни 1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. - коэффициент безопасности, где = 1,75 , = 1. Следовательно, = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [σF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа

Находим отношения :

для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа

для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа

Определяем коэффициенты Yb и KFa:

где n = 8 – степень точности;

ea = 1,5 – средние значения коэффициента торцового перекрытия

Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная

Условие прочности выполняется.

Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Параметр, обозначение

Величина

Межосевое расстояние aw

100 мм

Нормальный модуль mn

2 мм

Делительный диаметр

шестерни d1

колеса d2

33 мм

167 мм

Число зубьев

шестерни z1

колеса z2

Передаточное отношение u

Ширина зубчатого венца

шестерни b1

колеса b2

55 мм

50 мм

Диаметр окружности вершин

шестерни dа1

колеса dа2

37 мм

171 мм

Параметр, обозначение

Величина

Диаметр окружности впадин

шестерни df1

колеса df2

28 мм

162 мм

Угол наклона зубьев b

16015’

3. Предварительный расчет валов редуктора

Страницы: 1, 2, 3

Новости

Мои настройки

Наверх

Проектирование привода ленточного питателя

Кафедра конструирования и стандартизации машиностроения

Проектирование привода ленточного питателя

Пояснительная записка

Детали машин

Исходные данные

Ртр = Рб / h (1.3)

Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал В

Вал С

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

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

Параметр, обозначение

Величина