Привод ленточного конвейера

Страницы работы

42 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Сибирский государственный университет путей сообщения

Кафедра  “Механизация путевых,  погрузочно-разгрузочных и                                                                                  строительных работ”

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

                                       Курсовой проект по дисциплине:

“Детали машин ”

Пояснительная записка
ДМ. М312.002.006.000 ПЗ

Руководитель проекта:                                           Разработал:

доцент                                                                      студент гр. М-312

---------------- Глухов Б.В.                                        -----------------Вансовский И.А.

(подпись)                                                                      (подпись)

-----------------                                                              ----------------(дата)                                                                           (дата)

                                                Краткая рецензия:

____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________

________________________                                          _______________________                                    

(запись о допуске к защите)                                           (подпись преподавателя)                  

2010

Техническое задание

В данной работе спроектирован привод цепного конвейера по следующим исходным данными [2]:

Окружное усилие на барабане: Ft = 35 кН;

Скорость ленты: υ = 0,4 м/с;

Диаметр барабана: рц =200 мм;

Срок службы: L =  11лет.

Привод цепного конвейера работает следующим образом: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1  на вал-шестерню I первой ступени редуктора через упругую муфту 2. Далее через косозубую зубчатую передачу момент передается на промежуточный вал II, на котором закреплено цилиндрическое косозубое колесо 4 и шестерня 5. При помощи цилиндрической зубчатой передачи крутящий момент передается на вал III, который приводит во вращение звездочку 7 открытой цепной передачи, которая, в свою очередь приводит во вращение  ведомую звездочку 9 , а последняя приводит во вращение тяговые звездочки цепного конвейера.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Найдём  мощность на выходном звене привода,

Pвых =Ft υ,                                                             ( 1 )

где Ft - окружное усилие, кН;

υ  - скорость, .

Pвых=0,4·35000=14кВт                    

Частота вращения приводного вала (об/мин), не заданная в явном виде, определяется по формуле:

                                             Nвых=                                                      ( 2 )

nвых=(60·0,4)/(3,14·0.2)=38,2 об/мин где D- диаметр барабана.

Потребная мощность двигателя определяется с учётом потерь во всех во всех звеньях кинематической цепи:

                                              P=,                                                            (3)

где - общий КПД привода.

Общий КПД равен:

                                           ,                                                    (4)

где - КПД соответственно ременной и цилиндрической зубчатой передачи, -КПД муфты.

=0,95·0,95·0,94·0,98=0,83

Р=14/0,83=17кВт                                        Ориентировочная частота вращения вала двигателя:

                                                                                                (5)

где u – ориентировочное передаточное отношение привода.

Ориентировочное передаточное отношение определено как произведение передаточных отношений отдельных ступеней:

                                                                                     ( 6)

где u1…u3– передаточные отношения .

Передаточные числа ступеней выбраны из стандартных: Цепная передача:  u1 = 4,5; 1-я ступень редуктора: u2 = 2,8; 2-я ступень редуктора:          u3 = 3,55;.

4,5x2,8x3,55=44,7

n= 44,7·38,2=1705 oб/мин

Выбран двигатель – АИР160М4

Частота выбранного электродвигателя   nэд=1455об/мин.

Мощность двигателя Pэд = 18,5 кВт                                            

Найдём общее передаточное отношение привода,

u=nэд/nвых                                                            ( 7)                                                      

u=1455/38,2=38,1

Рассчитанное передаточное отношение больше ориентировочного, так как из двух вариантов принят быстроходный дигатель. Оставлены без изменения u1 = 2,8 и u2 = 3,55; уточнено предварительно принятое передаточное отношение ременной передачи - формула:

7) Мощности на валах :

РI = Р ηм = 17·0,98=16,66 кВт,

РII = РI·η1 = 16,66·0,95 = 15,83 кВт,

РIII = РII·η2 = 15,83·0,95 = 15,04 кВт,

РIV = РIII·η3 = 15,04·0,94 = 14,14 кВт.

8) Частоты вращения валов :

 

9) Крутящие моменты на валаx:

Анализ расчётов. 1. Окончательно принятые передаточные отношения не находятся в рекомендуемых пределах.

Рассчитанные значения nIV и PIV в пп. 9 и 10 соответствуют заданным.

2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные

 Рисунок 1 – Кинематическая схема цилиндрической зубчатой передачи

Расчёт первой ступени редуктора.

Рассчитать цилиндрическую косозубую передачу на ЭВМ по следующим исходным данным: крутящий момент на валу колеса  частота вращения вала колеса  передаточное число u = 3,55.

Расчёт второй ступени редуктора.

Рассчитать цилиндрическую косозубую передачу на ЭВМ по следующим исходным данным: крутящий момент на валу колеса  частота вращения вала колеса  передаточное число u = 2,8.

Алгоритм расчета цилиндрической зубчатой передачи

Расчет передач производим в программе APM WinMachine v.9.6. APM Trans

Основными критериями расчета являются контактная и изгибная прочность.

Контактные напряжения:

                                                 (12)

где [σH] – допускаемое контактное напряжение, МПа; σH lim – предел контактной выносливости, МПа; SH – коэффициент безопасности.

                                      (13)                                               

где HRC – твердость по Роквеллу.

                                        (14) где HB – твердость по Бринеллю.       

Расчетное допускаемое напряжение принято как меньшее из двух значений:

                                    (15)

Изгибные напряжения:

                                                   (16)

где [σF] – допускаемое изгибное напряжение, МПа; σF lim – предел изгибной выносливости, МПа; SF – коэффициент безопасности.

Межосевое расстояние:

           (17)

где K = 270 – коэффициент; K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K – коэффициент, концентрации нагрузки; K – динамический коэффициент; KHД – коэффициент долговечности лимитирующего колеса; ψa – коэффициент ширины венца.

Полученное межосевое расстояние округлено до ближайшего стандартного значения по единому ряду главных параметров.

Ширина колеса:

                                                        (18)

Ширина шестерни:

                                                       (19)

Полученные значения округлены до стандартных.

Контактное напряжение:

                                    (20)  где Tp – расчетный момент.

                                               (21)

Окружная скорость колес:                                                        

                                                 (22)

Окружная сила:

                                                   (23)

Модуль:

                                              (24)

где К – коэффициент долговечности по изгибу; КF – коэффициент нагрузки по изгибу; [sF] – допускаемое напряжение.

Полученное значение модуля округлено до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей.

Числа зубьев:

                                         (25)

где zΣ  – суммарное число зубьев; z1  – число зубьев шестерни; z2 – число

Похожие материалы

Информация о работе