Проектирование привода конвейера (154620)

Посмотреть архив целиком

МОСКОВСКИЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)



ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТНОЙ ТЕХНИКИ

И ОРГАНИЗАЦИИ ПРОИЗВОДСТВА




Кафедра деталей машин




Курсовая работа

по дисциплине

Прикладная механика

Проектирование привода конвейера











Москва - 2008


Введение


1.Техническое задание на проектирование

.



Пб

6


2

5

Тб



Х

4


3

  1. - зубчатый редуктор;

  2. - ведомый шкив;

  3. Электродвигатель;

  4. ведущий шкив;

  5. ремни;

  6. барабан конвеера


Исходные данные:


nб=100 об/мин

Тб=500 н.м.

число полюсов 4

α=20 тыс.ч.

число смен в сутки 1

кmax=1,6


Расчеты. Энергетический и кинематический расчеты привода


1.1 Выбор электродвигателя. Электродвигатель серии 4А асинхронный с короткозамкнутым ротором


Определяем мощность на валу барабана конвейера


Рб = Тб nб / 9550 – мощность [кВт]

Рб = 500*100 / 9550 = 1,67


Требуемая мощность электродвигателя. (Из-за потерь в подшипнике).


Рэ = Рб / ŋ – в зубчатом колесе и в ременной передаче,


где ŋ – общее КПД привода


ŋ = ŋ²п ŋр ŋз,


где

ŋ²п - КПД подшипниковой передачи

ŋр – КПД ременной передачи

ŋз – КПД зубчатой передачи

Из табл. П1 с.64 [1]


Выбираем: ŋп = 0,99; ŋр = 0,94; ŋз = 0,96

ŋ = (0,99)² * 0,94 * 0,96 = 0,89

Рэ = 1,67 / 0,89 = 1,87


Из табл. П2 с.65 [1]

Выбираем стандартную мощность электродвигателя с условием


Р´э ≥ ´Рэ

Рэ = 2.2 кВт


Т.к. частота вращения nс = 1500 об/мин; число полюсов 4 и S% = 5,1, то

По табл. П2 с.65 [1] выбираем условное обозначение электродвигателя

4А132S5


1.2 Кинематический расчет привода


Определяем асинхронную частоту вращения.


nq = nc (1 – (S% / 100))

nq = 1500(1-(5.1 / 100)) = 1423


Определяем общее передаточное число привода.


U = nq /nб

U = 1423/160 = 8.9

U = Uз * Uр,


где Uз – передаточное число зубчатой передачи; Uр - передаточное число ременной передачи По табл. П1 с.64 [1] выбираем передаточное число для зубчатой и ременной передач.


Uз = 3,5, а Uр = U/Uз = 8,9/3,5 = 2,5


Определяем частоты вращения валов зубчатого редуктора.

Ведущий вал n1 = nq / np

Ведомый вал n2 = n1 / Uз

n1 = 1423/2.5 = 569

n2 = 569/3.5 = 160


Определяем крутящие моменты на валах привода.

Ведомый вал Т2 = Тб


Т2 = 160


Ведущий вал Т1 = Т2 / Uз*ŋп*ŋз


Т1 = 160 / 3,5*0,99*0,96 = 160 / 3,34 = 50


Вал электродвигателя Тэ = Т1 / Upпз


Тэ = 50 / 3,5*0,99*0,96 = 50 / 2,4 = 21


2. Расчет ременной передачи


2.1 Определяем максимальный расчетный момент на ведущем шкиве


Трmax = Тэ [0,5(кд+1)+креж], где


креж – коэффициент режима работы, определяется по табл. П6 с.67 [1], в зависимости от числа смен.

кд = 2; креж = 1


Тmax = 21[0,5(2+1)+1] = 53


По табл. П5 с.66 [1]

Так как 15нм < Трmax < 60нм

lo = 1700мм

m = 0,105 кг/м

a = 90 min


По табл. П7 с.68 [1] назначаем диаметр ведущего шкива


dз = 140 мм


Диаметр ведомого шкива


d4 = d3 * Uз * 0,985

d4 = 140 * 2,5 * 0,985 = 345мм


Согласовываем d4 с R 40 по табл. П4 с.66 [1]


d4 = 355 мм


Определяем минимальное межцентровое расстояние


amin d4

amin ≈ 355мм


Определяем необходимую минимальную длину ремня


lmin = 2 amin + [π(dз + d4)/2] + [(d4 – dз)²/4 amin]

lmin = 2 *355 + [3.14(495/2] + [(355 – 140)²/4 * 355] = 1521

Выбираем стандартный ремень по табл. П5 с.66 [1]

l > lmin

l = 1600 мм


Уточняем межцентровое расстояние


а = amin + 0,5(l - lmin)

a = 355 + 0.5(1600 – 1521) = 394 мм


Определяем угол обхвата ведущего шкива


αз = π – [d4dз / a]

αз = 3.14 – [355 – 140 / 394] = 2.6 рад


Определяем линейную скорость ремня


V = π * d4 * n1 / 60 * 1000

V = 3.14 * 355 1423 / 60000 = 10.4 м/с


Определяем число пробега ремня


γ = 10³*V / l

γ = 10³ * 10.4 / 1600 = 6.5


Определяем требуемое число ремней


zPэ [a5(kд + 1) + kреж] / Рорl*Cα*Cz , где


Ро – мощность передаваемая одним ремнем, определяется по табл. П7 с.68 [1] в зависимости от диаметра ведущего шкива dз и линейной скорости V;

Ср. – коэффициент нагрузки определяется по табл. П6 с.67 [1] в зависимости от кmax;

Сl – коэффициент учитывающий длину ремня

Сl = 0,3 * (l/lo) + 0.7

Cα – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива

Cα = 1 – 0,15 (π – αз)

Cz – коэффициент учитывающий число ремней с.8 [1]

Ро = 291

Ср = 0,75


Сl = 0,3*(1600/1700) + 0,7 = 1


Cα = 0,95


z ≥ 1.8[0.5(2 + 1) + 1] / 2.01*0.9*1*0.95 = 3


z ≥ 3

z = 3

Cz = 0.95


Определяем полную, передаваемую окружную силу


Ft = 2000*Tэ / d3

Ft = 2000*21 / 140 = 300 Н


Определяем силу предварительного натяжения


Fo = 0.78*Ft / z*Cα*Cp + qm*V², где


qm – масса единицы ремня, определяется по табл. П5 с.66 [1].


Т.к. V < 10, то qm*V² не учитывается.

Fo = 0.78*300 / 3*095*0.75 = 106 Н


Сила давления на валы


Fв = 2 Fo z sin (α3/2)

Fв = 2*106*3*sin (75) = 614 H


3. Расчет зубчатой передачи


3.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений


Тб = 160 - улучшение

По табл. П 13 с.72 [1], выбираем для изготовления зубчатых колес сталь.

Сталь 40Х

Назначаем твердость по табл. П 13 с.72 [1]

HB=340


Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.


σн1 = (σнlimb1*kнσ1) / Sн

σн2 = (σнlimb2*kнσ1) / Sн, где

Sн – коэффициент запаса, определяется по табл. П 13 с.72 [1]

Sн = 1.1


σнlimb – базовый предел контактной выносливости, определяется по табл. П13 с.72 [1]


σнlimb1(2) = 750мпа

σн1(2) = 612мпа

kнσ1(2) = 6Nно1(2) / Nнe1(2), где

Nно – базовое число циклов, определяется по рис. 4.1а с.13 [1] в зависимости от твердости.

Nнe – практическое число циклов


Nнe1(2) = 60*n1(2)*10³*L(k³max*lmax + k³1*l1 + k³2*l2 + k³3*l3), где


L – срок службы редуктора

lmax = 0,005

k1 = 1; k2 = 0.6; k3 = 0.4

l1 = 0.4; l2 = 0.2; l3 = 0.3


Nнe1 = 60*569*10³*20*(2³0.005 + 1³*0.4 + 0.6³*0.2 + 0.4³*0.3) = 340000000

ki = Ti / Tн

Т.к. Nнe1(2) > Nно1(2) , то kнσ1(2) = 1


Определяем допускаемое расчетное контактное напряжение.


[σ]н = (σн1 + σн2)*0,45

[σ]н = (682+682)*0,45 = 584


Определяем допускаемые напряжения изгиба


[σ]f1 = σf*limb1*kfl1 / Sf [σ]f1 = 682*1 / 1.55 = 350

[σ]f2 = σf*limb2*kfl2 / Sf [σ]f2 = 682*1 / 1.55 = 359


3.2 Проектный расчет зубчатых передач


Определяем межцентровое расстояние из условия контактной прочности рабочей поверхности зубъев.


aw ≥ 430*(Uз + 1) 3T2*kнβ / [σнва*U²з,где


kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубьев;

kнβ = 1,05÷1,15;

ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса;

ψва = 0,1÷0,6


aw ≥ 430*(3,5 + 1) 3√ 160*1,15 / (682)²*0,5*3,5² = 112


Значение aw выбираем из ряда:


90; 100; 112; 125; 140; 160; 180.

аw = 112мм


Определяем модуль зацепления

m = 2мм так как улучшение по ряду на с.16


Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.


zΣ = 2*aw*cosβ’ / m, где

cosβ’ = 0,96÷0,98

cosβ’ = 0,98

zΣ = 2*112*0,98 / 2 = 110


Уточняем угол наклона зубьев.


cosβ = m* zΣ / 2aw

cosβ = 2*110 / 2*112= 0,982

β° = arcos(cosβ)

β° = 10.9°


Находим число зубьев шестерни:


z1 = zΣ / (Uз + 1)

z1 = 110/ (3,5 + 1) = 24.45


Полученное число округляем до ближайшего целого z1≈25

z2 = zΣ - z1

z2 = 110 – 25 = 85


Уточняем передаточное число:


Uз = z2 / z1

Uз = 85 / 25 = 3,4


Погрешность составляет:


δ = (Uз - Uз) / Uз * 100%

δ = (3.5 – 3.5) / 3.5 *100% = 2.86%


Определяем начальные диаметры зубчатых колес:


dw1 = m*z1 / cosβ

dw1 = 2*25/0.98 = 50

dw2 = m* z2 / cosβ

dw2 = 2*85/0.98 =174


Проверка:


аw = (dw1 + dw2) / 2

аw = (50 + 174) / 2 = 112 (верно)


Определяем диаметры окружностей выступов колес:

da1 = dw1 + 2m(1 + x1)

da1 = 50 + 2*2*(1) = 54

da2 = dw2 + 2m(1 + x2)


Случайные файлы

Файл
148124.rtf
pravonarush.doc
146594.doc
1416-1.rtf
101106.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.