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 F_л = 2,7 кН

Скорость ленты v_л = 1,2 м/с

Диаметр барабана D_Б = 300 мм

Допускаемое отклонение скорости ленты d = 4 %

Срок службы привода L_Г = 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:

Р_б = F_л * v_л (1.2)

где F_л – тяговая сила ленты;

v_л – скорость ленты

Р_б = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт

1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р_б / h (1.3)

Р_тр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт

1.4. Угловая скорость барабана:

w_б = 2 * v_л / D_б (1.4)

w_б = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад/с

1.5. Частота вращения барабана:

n_б = 30 * w_б / p (1.5)

n_б = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об/мин

1.6. Выбираем электродвигатель

По требуемой мощности Р_тр = 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 Р_дв = 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:

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

Угловая скорость вала двигателя:

w_дв = p · n_дв/ 30 (1.6)

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

1.7. Определяем передаточное отношение привода:

i = w_дв / w_б (1.7)

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

Намечаем для редуктора u_Р = 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 = Р_тр * 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* U_р * 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 = n_дв = 1429,5 об/ мин	w₁ = w_дв = 149,6 рад/с
Вал С	n₂ = n₁/ U_р = 285,9 об/мин	w₂ = w₁/ U_р = 30 рад/с
Вал А	n_Б= 76,4 об/мин	w_Б = 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 s_Hlim_b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

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

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

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

s_Hlim_b = 2 НВ + 70 (2.2)

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H] = 0,45 * ([s_H₁] + [s_H₂]) (2.3)

С учетом формул 3.1 и 3.2 получим:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа

Требуемое условие [s_H] <= 1.23 [s_H₂] выполнено.

2.3. Допускаемое напряжение на изгиб:

(2.4)

где s_Flim_b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

[S_F] – коэффициент безопасности, [S_H] = 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:

s_Flim_b = 1,8 · НВ (2.5)

для шестерни:

s_Flim_b₁ = 1,8 · НВ₁ = 1,8 · 230 = 414 МПа

для колеса:

s_Flim_b₂ = 1,8 · НВ₂ = 1,8 · 200 = 360 МПа

Допускаемые напряжения

для шестерни:

для колеса:

2.4. Коэффициент К_H_b,

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 К_H_b = 1,1 как для симметрично расположенных колес.

2.5. Коэффициент ширины венца примем равным y_ba = b / a_w = 0,5

2.6. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

а_w = К_а · (u + 1)

(2.6)

где К_а = 43 для косозубых колес;

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

а_w = 43 * (5 + 1)

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

2.7. Нормальный модуль:

m_n = (0,01…0,02) · а_w (2.7)

m_n= (0,01…0,02) · 100 = (1,0…2,0) мм

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 [1, стр. 36] m_n= 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 = m_n · z₁ / cos b d₁= 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм

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

диаметрывершинзубьев:

d_а₁ = d₁ + 2 m_n d_а₁= 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

d_а₂ = d₂ + 2 m_n d_а₂= 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

диаметрывпадинзубьев:

d_f₁ = d₁ – 2,5 · m_nd_f₁ = 33,3 – 2,5 · 2 = 28,3 мм

d_f₂ = d₂ – 2,5 · m_nd_f₂= 166,7 – 2,5 · 2 = 161,7 мм

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

2.11. Ширина колеса и шестерни:

b₂ = y_ba · а_w (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:

y_bd = b₁/ d₁ (2.12)

y_bd = 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:

K_H = K_H_b · K_H_a · K_Hv (2.14)

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

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

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

K_H = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

2.15. Проверяем контактные напряжения по формуле:

Проектирование привода ленточного питателя (стр. 1 из 5)

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

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°

Р_тр = Р_б / h (1.3)

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