Розробка привода тягового барабана скребкового транспортера

Рефераты по промышленности и производству » Розробка привода тягового барабана скребкового транспортера

Харківвський національний технічний універсітет сільського господарства ім. Перта Василенка

Кафедра ТМ і ТММ

Пояснювальна записка до курсової роботи з основ механіки машин і механізмів

Роботу Виконав

студент групи 38-Е

Керівник роботи

Харків 2008

ЗМІСТ ПОЯСНЮВАЛЬНОЇ ЗАПИСКИ

Завдання

Розділ 1.

1. Енерго-кінематичний розрахунок привода.

Розділ 2. Орієнтований розрахунок валів виконується на деформацію кручення.

2.1 Орієнтований розрахунок другого вала.

2.2 Орієнтований розрахунок третього вала.

Розділ 3. Розрахунок клинопасової передачі.

Розділ 4. Розрахунок циліндричної зубчатої передачі.

4.1 Вибір матеріалів зубчатих коліс.

4.2 Визначення допустимих напружень на контактну міцність і на деформацію згину.

4.3 Розрахунок основних розмірів зубчатого механізму.

ЗАВДАННЯ

Розробити привід тягового барабана скребкового транспортера.

Вихідні дані:

Тягова сила на стрічці транспортера: F=2,4; кН

Швидкість стрічки: V=2,8; м/с

Діаметр барабана: D=250; мм

Змінність роботи: в одну зміну

Термін служби привода: hр=5 років.

Рисунок 1. Схема привода

РОЗДІЛ 1.

І. ЕНЕРГО-КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Введемо наступну нумерацію валів

Вал 1 – вал електричного двигуна

Вал 2 – швидкохідний вал редуктора

Вал 3 – тихохідний вал редуктора

Вал 4 – вал робочого агрегату.

Потужність на четвертому валу

N4 =

N4 = = 6,8 кВт

де п = 0,99 – коефіцієнт корисної дії пари підшипників.

Число обертів четвертого вала

n4 =

n4= = 212,8

Потужність на третьому валу

N3 =

N3= = 7 кВт

де м = 0,98 – коефіцієнт корисної дії пружної муфти.

Потужність на другому валу

N2 =

N2 = = 7,4 кВт

де зм = 0,96 – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчатої передачі.

Потужність на першому валу

N1 =

N1 = = 7,9 кВт

де кп = 0,94 – коефіцієнт корисної дії клинопасової передачі.

Визначаємо орієнтоване передаточне число привода

Uпр = UзмUкп

Uпр = 43 = 12

де Uзм = 4 – середнє передаточне відношення зубчатого механізму

Uкп = 3 – середнє передаточне відношення клинопасової передачі.

Орієнтоване синхронне число обертів електричного двигуна

nc = n4Uпр

nc = 212,812 = 2553,6 .

Із умови NдвN1 обираємо за синхронним числом обертів двигуна

Рисунок 2

Тип двигуна: 4А112М2У3

Синхронне число обертів: nc = 3000

Номінальне число обертів: nн = 2900

Номінальна потужність: Nн = 7,5 кВт.

Визначаємо передаточне відношення привода

Uпр =

Uпр = = 13,6

Приймаємо для зубчатого механізму передаточне число

Uзм = 5.

Визначаємо передаточне число клинопасової передачі

Uкп =

Uкп = = 2,72

Параметри по валам привода зведені до таблиці 1.1.

Таблиця 1.1

№ вала	Потужність Nі, кВт	Число обертів nі, об/хв	Кутова швидкість і, р/с	Крутний момент Ті, Нм
1	7,9	2900	303,5	26
2	7,4	966,7	101,2	73,1
3	7	212,8	22,3	313,9

ω=π·n/30

ω1=3,14·2900/30=303,53 рад/с

ω2=3,14·966,7/30=101,18 рад/с

ω3=3,14·212,8/30=22,27 рад/с

Т=N/ ω·1000

Т1=7,9/303,53·1000=26,03 Нм

Т2=7,4/101,18·1000=73,14 Нм

Т3=7/22,27·1000=314,32 Нм

РОЗДІЛ 2

ОРІЄТОВАНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ВИКОНУЄТЬСЯ НА ДЕФОРМАІЮ КРУЧЕННЯ

2.1 Орієнтований розрахунок другого вала

Другий вал – є швидкохідним тобто більш навантаженим. Приймаємо допустимі значення напруження на кручення для другого вала

[τ]=20 МПа.

1. Визначаємо мінімальний діаметр другого вала

dmin=10

dmin = = 26,3 мм.

Крутний момент на другому валі.

Діаметр ділянки під шків вибираємо за стандартом на лінійні розміри

d2ш ≥d2min

d2ш=28 мм.

2. Визначаємо діаметр ділянки під контактне ущільнення

d2у ≥d2ш+2t

d2у=28+2·2,2=32,4 мм

t - висота уступа залежить від діаметра d2ш.

3. Із умови d2п ≥d2у обираємо шариковий однорядний радіальний підшипник середньої серії N=307

d2п =35

D2п =80 мм

В=21 мм.

4. Визначаємо діаметр ділянки під шестерню

d2к ≥d2п+2t

t – величина уступа, визначається діаметром d2п

d2к ≥35+2·2,5=40 мм

d2к=40 мм.

Довжина ділянки під шків – (Lш) буде визначена при проектуванні шківа (Розділ 3). Розміри шестерні будуть визначені при проектуванні зубчастого механізму (Розділ 4). Всі інші розміри будуть обрані з конструктивних міркувань при ескізі, компоновці редуктора.

2.2 Орієнтований розрахунок третього вала

Оскільки третій вал тихохідний то для допустимих напружень на кручення приймаємо

[τ]=30 Мпа.

Розрахункова схема вала показана на рис. 2.2

1.Визначаємо мінімальний діаметр третього вала

=10

= =37,6 мм

d=38 мм.

2.Діаметр ділянки вала під контактне ущільнення

d3у≥ d3м+2t

t- величина уступа

d3у≥38+2·2,5=43 мм.

Округлюємо за стандартом на контакті ущільнення

d3у=44 мм

Рисунок 3

3.Діаметр ділянки під підшипник

d3п ≥d3у

Обираємо підшипник легкої серії однорядний – радіальний

Рисунок 4

N=210

d3п=50 мм

D3п=90 мм

B3=20 мм.

4.Визначаємо діаметр під зубчасте колесо

d3к≥ d3п+2t

d3к=50+22,8=55,6 мм

Округлюємо за стандартом на лінійні розміри

d3к=56 мм.

5.Визначаємо діаметр опорної частини вала

d30≥ d3к+2t

d30≥56+23=62 мм

Округлюємо до до цілого d30=62 мм

Всі інші розміри вала будуть визначні при ескізній компоновці редуктора (Розділ 5).

РОЗДІЛ 3

РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані

Потужність на першому валу.

N1=7,9 кВт

Число обертів першого вала

n 1=2900 об/хв.

Кутова швидкість першого вала

ω1=303,5 рад/с

Передаточне відношення клинопасової передачі

Uкп=2,72.

1.Обираємо тип вала

(d1=112 мм) - клас А.

2.Обираємо діаметр першого шківа

dр1=112 мм.

3.Визначаємо швидкість паса

U= ω1· dр1/2000

U =303,5·112/2000=16,996 м/с

Оскільки U≤30 м/с, то умова по швидкості для клинових пасів виконується.

4.Визначаємо розрахунковий діаметр другого шківа

dр2= dр1 ·Uкп·(1-ε),

де ε=0,02 – коефіцієнт ковзання паса по шківу

dр2=112·2,73/(1-0,02)=310,9 мм

Основні геометричні розміри пасової передачі показані на малюнку 3.1.

α- кут обхвату.

5.Мінімальну міжцентрову відстань визначаємо із умов

аmin=0,55(dр1 - dр2)

аmin=0,55(112+310,9)=232,6 мм.

6.Визначаємо довжину паса

L=2· аmin+2·π/2·( dр2+ dр1) +( dр2- dр1) І/4· аmin

L=2·232,6+3,14/2·(310,9+112)+(310,9-112) І/4·232,6=1174,7 мм

Округлюємо до стандартних величин за таблицею

Lп=1200 мм.

7.Визначаємо число пробігів паса

nz=1000· U/ Lп

nz=1000·16,996/1200=14,2

оскільки число пробігів більше 10, то збільшуємо довжину паса

L=1000· U/[ nz]

L=1000·16,996/10=1699,6 мм.

8.Уточнюємо міжцентрову відстань

Δ1 = Lп-П/2·( dр2+ dр1)

Δ1 = 1200-3,14/2·( 310,9+ 112) = 536,1 мм

Δ2 = 1/4·( dр2- dр1)2

Δ2 = 1/4·( 310,9- 112)2 = 9890,3 мм2

а = 1/4 (Δ1+)

а = 1/4 (536,1+) = 248,12 мм.

9.Визначаємо кут обхвату на малому шківу

α1 = 1800-( dр2- dр1)/а·57,30

α1 = 1800-( 310,9- 112)/248,12·57,30 = 134,10.

10.Визначаємо розрахункову потужність, яку може передати один пас

[N] = N0·Сα·СL·Cp

де - N0 – потужність яку передає один пас при куті обхвату 1800 і базовій довжині

VI<V VII>V

VI=15 м/сVII=20 м/с

NI=2,39 кВтNII=2,74 кВт

N0 = NI +(NII- NI)/ VII- VI · (V- VI)

N0 = 2,39 +(2,74- 2,39)/ 20- 15 · (16,996- 15) = 2,53 кВт

Сα – коефіцієнт, який враховує кут обхвату на малому шківу

для α1= 134,10

Сα=0,875

СL – коефіцієнт, який враховує відхилення довжини паса від базової довжини

L0 = 1700 – базова довжина.

Відносна довжина паса

Lп/L0 = 1200/1700 = 0,7

СL = 0,9

СР – коефіцієнт який враховує навантаження і зміність роботи.

Для скребкового транспортера при роботі в одну зміну СР=0,8

[N] = 2,53·0,875·0,9·0,8 = 1,6.

11.Визначаємо теоретичну кількість пасів

Z = N1/[N]

Z = 7,9/1,6 = 4,9

Округлюємо до цілого в більшу сторону

Zп = 5.

12.Визначаємо силу початкового натягу одного паса

S0 = +q·V2

S0 = +0,105·16,9962 = 133,9 Н

де q – питома маса одного погонного метру паса

q = 0,105 кг/м.

13.Визначаємо навантаження на вал від пасової передачі

Q = 2· S0· Zп·sin

Q = 2· 133,9· 5·sin = 1233,01 Н.

14.Розробляємо конструкцію ободів шківів

РОЗДІЛ 4

РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

4.1 Вибір матеріалів зубчатих коліс

Для шестерні обираємо сталь 40 покращену для якої:

НВ = 192-228 МПа;

в = 700 МПа;

т = 400 МПа;

-1 = 300 МПа.

Середня твердість для матеріалу шестерні:

НВ2ср = = 210 МПа.

Для зубчатого колеса обираємо сталь 35 нормалізовану:

НВ = 163-192 МПа;

в = 550 МПа;

т = 270 МПа;

-1 = 235 МПа.

Середня твердість для матеріалу колеса:

НВ3ср = = 177,5 МПа.

Оскільки різниця в твердості:

НВ = НВ2ср- НВ3ср

НВ = 210-177,5 = 32,5 МПа.

Лежить в межах від 20 МПа до 50 МПа, то рекомендації по вибору матеріалів для зубчатих коліс витримані.

4.2. Визначення допустимих напружень на контактну міцність і на деформацію згину.

Для сталей з термообробкою нормалізація або покращення, допустиме напруження визначається за формулами:

но=1,8НВср+67

FO=1,03НВср

Далі напруження відповідають базовому числу циклів навантаження.

Для шестерні:

но2=1,8210+67=445 МПа

FO2=1,03210=216,3 МПа.

Для колеса:

но3=1,8177,5+67=386,5 МПа

FO3=1,03177,5=183 МПа.

Базове число циклів навантаження.

Для шестерні:

но2=30НВ2ср2,4

но2=302102,4 = 11,2106.

Для колеса:

но3=30НВ3ср2,4

но3=30177,52,4 = 7,5106.

Визначаємо дійсне число циклів навантаження за термін експлуатації зубчатої передачі.

Для шестерні:

н2 = 5732Lh

де Lh = LpKpt3L3K3 – термін експлуатації привода в годинах

Lp = 6 – термін експлуатації привода в роках

Kp = 300 – число робочих днів за рік

t3 = 8 годин – тривалість зміни в годинах

L3 = 1 – число зміни за день

K3 = 0,8 – коефіцієнт завантаження привода за зміну.

Lh = 6300810,8 = 11520 годин.

н2 = 573101,211520 = 668106.

Для зубчатого колеса:

н3 =

н3 = = 133,6 106.

Оскільки н2 о2 і н3 о3 , тобто дійсне число циклів навантаження більше ніж базова то допустимі напруження будуть дорівнювати при базовому числі циклів навантаження, оскільки допустимі напруження для колеса менші ніж для шестерні, то в розрахунку приймаємо меньші допустимі напруження тобто

н = но3 = 386,5 МПа

F = FO3 = 183 МПа.

4.3 Розрахунок основних розмірів зубчатого механізму

Міжцентрову відстань визначаємо із умови контактної міцності зубчатого зачеплення:

aw = 49,5 (Uзм+1)