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

²Розробка привода тягового барабана скребкового транспортера²

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.

1. Потужність на четвертому валу

N4
=

N4
= = 6,8 кВт

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

2. Число обертів четвертого вала

n4
=

n4
= = 212,8

3. Потужність на третьому валу

N3
=

N3
= = 7 кВт

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

4. Потужність на другому валу

N2
=

N2
= = 7,4 кВт

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

5. Потужність на першому валу

N1
=

N1
= = 7,9 кВт

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

6. Визначаємо орієнтоване передаточне число привода

Uпр
= Uзм

×
Uкп

Uпр
= 4×3 = 12

де Uзм
= 4 – середнє передаточне відношення зубчатого механізму

Uкп
= 3 – середнє передаточне відношення клинопасової передачі.

7. Орієнтоване синхронне число обертів електричного двигуна

nc
= n4

×
Uпр

nc
= 212,8×12 = 2553,6 .

8. Із умови Nдв
>N1
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.

9. Визначаємо передаточне відношення привода

Uпр
=

Uпр
= = 13,6

Приймаємо для зубчатого механізму передаточне число

Uзм
= 5.

10.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 wі, 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

d
2ш
≥d
2min

d2ш=28 мм.

2. Визначаємо діаметр ділянки під контактне ущільнення

d
2у
≥d
2ш
+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

d
2к
≥d
2п
+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

d
3у
≥ d
3м
+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

d
3к
≥ d
3п
+2t

d3к=50+22,8=55,6 мм

Округлюємо за стандартом на лінійні розміри

d3к=56 мм.

5.Визначаємо діаметр опорної частини вала

d
30
≥ d
3к
+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= ω
1
· d
р1
/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

d
р2
= d
р1
·U
кп·
(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.