Выбираем материалы для зубчатых колес

1 2 3 4 5 6 7

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

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

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

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

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

Расчет зубчатых колес редуктора

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)