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)