Розробка привода тягового барабана скребкового транспортера (стр. 2 из 2)

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·С_α·С_L·C_p

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

V_I<V V_II>V

V_I=15 м/сV_II=20 м/с

N_I=2,39 кВтN_II=2,74 кВт

N₀ = N_I +(N_II- N_I)/ V_II- V_I· (V- V_I)

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

С_α – коефіцієнт, який враховує кут обхвату на малому шківу

для α₁= 134,1⁰

С_α=0,875

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

L₀ = 1700 – базова довжина.

Відносна довжина паса

L_п/L₀ = 1200/1700 = 0,7

С_L = 0,9

С_Р – коефіцієнт який враховує навантаження і зміність роботи.

Для скребкового транспортера при роботі в одну зміну С_Р=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

Z_п = 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· Z_п·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;

d_в = 700 МПа;

d_т = 400 МПа;

d_-1 = 300 МПа.

Середня твердість для матеріалу шестерні:

НВ_2ср=

= 210 МПа.

Для зубчатого колеса обираємо сталь 35 нормалізовану:

НВ = 163-192 МПа;

d_в = 550 МПа;

d_т = 270 МПа;

d_-1 = 235 МПа.

Середня твердість для матеріалу колеса:

НВ_3ср=

= 177,5 МПа.

Оскільки різниця в твердості:

DНВ = НВ_2ср- НВ_3ср

DНВ = 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:

[d]_но=1,8НВ_ср+67

[d]_FO=1,03НВ_ср

Далі напруження відповідають базовому числу циклів навантаження.

Для шестерні:

[d]_но2=1,8×210+67=445 МПа

[d]_FO2=1,03×210=216,3 МПа.

Для колеса:

[d]_но3=1,8×177,5+67=386,5 МПа

[d]_FO3=1,03×177,5=183 МПа.

Базове число циклів навантаження.

Для шестерні:

N_но2=30НВ_2ср^2,4

N_но2=30×210^2,4 = 11,2×10⁶.

Для колеса:

N_но3=30НВ_3ср^2,4

N_но3=30×177,5^2,4 = 7,5×10⁶.

Визначаємо дійсне число циклів навантаження за термін експлуатації зубчатої передачі.

Для шестерні:

N_н2 = 573w₂L_h

де L_h = L_p×K_p×t₃×L₃×K₃ – термін експлуатації привода в годинах

L_p = 6 – термін експлуатації привода в роках

K_p = 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.

L_h = 6×300×8×1×0,8 = 11520 годин.

N_н2 = 573×101,2×11520 = 668×10⁶.

Для зубчатого колеса:

N_н3 =

= 133,6 ×10⁶.

Оскільки N_н2>N_о2 і N_н3>N_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

[d_н] = [d]_но3 = 386,5 МПа

[d_F] = [d]_FO3 = 183 МПа.

4.3 Розрахунок основних розмірів зубчатого механізму

Міжцентрову відстань визначаємо із умови контактної міцності зубчатого зачеплення:

a_w = 49,5 (U_зм+1)

де – Т₃ = 313,9 – крутний момент на третьому валі

К_н_b = 1 – коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення колеса при симетричному розташуванні опор

y_а = 0,3 – відносна ширина зубчатого колеса

a_w = 49,5 (5+1)

= 194,3 мм.

Мінімальний модуль зубчатої передачі визначимо із умови міцності зубця на згин:

m_min =

де b₃ = а_w×Y_а = 194,3×0,3 = 58,29 – ширина зубчатого колеса

d₃ =

= 323,8 мм.

Підбираємо число зубців і модуль зубчатої передачі

Результати розрахунків зведені в таблицю 4.1

Таблиця 4.1

Z1	17	18	19	20	21	22	23	24
Z2=Z1·Uзм	85	90	95	100	105	110	115	120
m	3.81	3.6	3.41	3.2	3.084	2.944	2.8	2.7

Приймаємо Z₁= 22

Z₂= 110

m= 3 мм.

Визначаємо основні розміри зубчатого зачеплення

- крок зачеплення

p = m·П

p = 3·3,14 = 9,42 мм

- діаметри ділильних кіл

d₂=m·Z₁

d₂=3·22 = 66 мм

d₃=m·Z₂

d₃=3·110 = 330 мм

- діаметр кіл вершин зубців

d_а2=d₂+2m

d_а2=66+2·3 = 72 мм

d_а3=d₃+2m

d_а3=330+2·3 = 336 мм

- діаметри кіл западен зубців

d_f2=d₂-2,5·m

d_f2=66-2,5·3 = 58,5 мм

d_f3=d₃-2,5·m

d_f3=330-2,5·3 = 325,5 мм

- ширина зубчатого колеса

b₃ = 58,29 мм ≈ 58 мм

- ширина шестерні

b₂ = b₃+5 = 63 мм

- міжцентрова відстань

а =

= 198 мм.

Визначаємо зусилля в зубчатому зачепленні.

Колове зусилля

F_τ =

= 1902,4 Н.

Радіальні зусилля

F_r = F_τ·tg 20⁰

F_r = 1902.4·0,364 = 692,48 Н