Зернопогрузчик типа ЗП-100

2.2.cdw

2.4.cdw

2.3.cdw

Диаметр делительной окружности

1.cdw

Курсовик.doc

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации
Вологодская государственная молочнохозяйственная
академия имени Н.В. Верещагина
Кафедра графики и технической механики
Подъемно-транспортные машины
Зернопогрузчик типа ЗП-100
преподаватель Вечеринин А.А.
Расчет питателя .. . 4
Расчет скребкового подъемного транспортера 15
Расчет ленточного сбросного транспортера . 21
Расчет потребной мощности .. 29
Список литературных источников 30
Погрузчики используемые в сельском хозяйстве можно разделить на
погрузчики общего назначения которые применяются весьма ограниченно и
специального которые в свою очередь различаются на: зернопогрузчики и
Зернопогрузчик – машина непрерывного действия для погрузки зерна в
транспортные средства перелопачивания его формирования бунта загрузки
хранилища. Основные рабочие органы зернопогрузчика – питатель и
транспортёры. Питатель подаёт зерно из бунта на транспортёр который
поднимает зерно на высоту до 25 м. Зернопогрузчик могут быть
самопередвижными или навесными. По типу рабочих органов различают
зернопогрузчики скребковые шнековые и комбинированные – со шнековыми или
планчатыми питателями.
Основные требования к зернопогрузчикам: высокая производительность
максимальная механизация забора и транспортирования зерна простота
управления машиной в процессе работы.
Зернопогрузчик ЗП-100 на самоходном шасси (рис. 1) наезжает на бунт с
зерном. Дисковые питатели 1 подают зерном к скребкам подъемного
транспортера 2. Далее зерно пересыпается на сбросной ленточный транспортер
и поступает в транспортные средства. Сбросной транспортер может
поворачиваться в горизонтальной плоскости на угол ( в обе стороны.
Рис. 1. Схема зернопогрузчика ЗП-100.
На зернопогрузчике ЗП-100 установлен дисковый (тарельчатый) питатель.
Общий принцип работы дискового питателя показан на рисунке 2.
Рис. 2. Схема работы дискового питателя.
Определим основные параметры питателя исходя из заданной часовой
производительности Q = 100 тч (см. рис. 3).
Рис. 3. Параметры дискового питателя.
Определим частоту вращения тарелки (диска).
Частота вращения тарелки выбирается такой чтобы действующие на зерна
центробежные силы не превышали сил трения.
g – ускорение свободного падения; g = 98 мс2;
D – диаметр тарелки мм; D = 06 13 м;
[pic] обс (32 обмин).
Определим глубину погружения ножа в зерно по радиусу тарелки:
где L – расстояние между осями вращения тарелки и ножа мм; L = 05 м;
[pic] – угол поворота ножа относительно линии центров вращения
тарелки и ножа; [pic] = 10(.
Найдем объемную производительность питателя м3с:
где ( – угол естественного откоса зерна; ( = 26(.
Определим производительность в тч по формуле:
где ( – плотность зерна; ( = 06 085 т м3.
Так как у нас питатель имеет две тарелки тогда окончательно:
Приводную мощность определим для одной тарелки по формуле:
[pic] – мощность необходимая для транспортирования зерна Вт.
(з – толщина единовременно отделяемого слоя зерна (з ( 01 м;
Мощность транспортирования:
где [p [pic] = 1458 кгс (525
[pic] – коэффициент дополнительных сопротивлений [pic] = 18.
Так как у нас две тарелки то приводная мощность питателя равна
Для упрощения конструкции привод у каждой тарелки будет свой. Общий
вид привода вращения тарелки показан на рисунке 4.
Крутящий момент от электродвигателя передадим посредством цепной
передачи (см. рис. 4.).
Рис. 4. Схема привода питателя.
Определим вращающий момент на валу.
Т = 30 ( Рпр ( n (12)
Т = 30 ( 2325 314 ( 32 = 694 Н(м.
Подберем электродвигатель для привода тарелки.
Электродвигатель подбирается в соответствии с условием:
[pic] – мощность принятого электродвигателя Вт.
Потребная мощность электродвигателя определяется по формуле:
где Рпр – мощность необходимая для вращения тарелки Рпр = 2325 Вт;
[pic] – КПД подшипника [pic] = 099.
С учетом условия (13) выбираем
Электродвигатель GUYSON
номинальная мощность – [p
частота вращения ротора – [pic] = 90 обмин.
Рассчитаем вал. Расчет вала заключается в его проверке на прочность и
жесткость. На валу необходимо предусмотреть несколько посадочных мест:
Минимальный диаметр вала находим по формуле:
Размер шейки под звездочку принимаем больше [pic] в виду того что
шейка будет ослаблена шпоночным пазом принимаем размер [pic] мм.
Размер шеек под подшипники принимаем dп = 45 мм.
Выбираем радиально-упорные шарикоподшипники.
Подшипник 176309 ГОСТ 8995-75.
При ( 01 радс подшипники рассчитывают на долговечность. При
радс подшипники рассчитывают на статическую грузоподъемность. У
нас = 335 радс значит подшипник рассчитываем на долговечность.
Определим эквивалентную динамическую нагрузку RE.
Для радиально-упорных шарикоподшипников расчет ведем по формуле:
RE = (Х ( V ( Rr + Y ( Ra) ( kб ( kт
где Х – коэффициент радиальной нагрузки Х = 07;
V – коэффициент учитывающий влияние вращающегося кольца
Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 18;
Rr – радиальная нагрузка Н;
Ra – осевая нагрузка Н.
kб – коэффициент безопасности kб = 10 18;
kт – температурный коэффициент kт = 1.
где [p ориентировочно [p
принимаем [pic] = 12.
RE = (07 ( 1 ( 1735 + 18 ( 412) ( 16 ( 1 = 3130 Н.
Определим расчетный ресурс подшипников
где С – динамическая грузоподъемность подшипников С = 23 кН.
Заданный интервал ресурса подшипников – [pic](20 30)[pic]час.
Ресурс работы подшипников обеспечен.
Шпоночные соединения необходимо проверять на срез и смятие. Проведем
расчет шпонки на ведомой звездочке.
Проверочный расчет на смятие узких граней шпонки:
где: d – диаметр шейки вала вместе расположения шпонки; d = 43 мм;
h – высота стандартной шпонки мм;
[[pic]] = 110 170 МПа – допускаемое напряжение на смятие шпоночного
соединения при стальной ступице.
Данное соединение выполним посредством
Шпонка 12 ( 8 ( 56 ГОСТ 23360-78.
b = 12 мм (ширина шпонки); h = 8 мм; [p [pic] = 4 мм.
Условие прочности соблюдается.
Проверим шпонку на срез по выражению:
где [[pic]] – допускаемое напряжение среза [pic].
Расчетный шаг цепи определяем по формуле:
z – число зубьев ведущей звездочки;
тр – коэффициент рядности цепи тр = 1;
[] – допускаемое давление в шарнирах; [] = 8 МПа при ожидаемом
шаге цепи от 30 до 50 мм.
где К2 – коэффициент зависящий от угла наклона передачи к горизонту
К3 – коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения
К3 = 12 при периодическом натяжении;
К4 – коэффициент учитывающий влияние способа смазывания цепной
передачи К4 = 125 при периодической смазке;
К5 – коэффициент учитывающий режим работы передачи
К5 = 11 при односменной работе.
Максимальное число зубьев ведущей звездочки определяем по формуле:
где [pic] – передаточное отношение цепной передачи принимаем
zmin – минимальное число зубьев ведущей звездочки zmin = 13 для
низких частот вращения n 100 обмин.
Для уменьшения габаритов конструкции принимаем [pic] шт.
Выбираем приводную роликовую цепь
Цепь ПР-3175-2655 ГОСТ 13568-97.
разрушающая нагрузка – 26550 Н (2655 даН).
Определим скорость цепи:
Определим делительный диаметр ведущей звездочки:
где P – шаг цепи мм; Р = 3175 мм.
Определим параметры ведомой звездочки.
Определим диаметр делительной окружности ведомой звездочки из
Определим геометрические параметры ведомой звездочки (см. рис. 5):
Диаметр окружности выступов определяем по формуле:
где z1 – число зубьев ведомой звездочки.
Диаметр окружности впадин определяем по формуле:
где d – диаметр ролика цепи d = 19 мм.
Рис. 5. Основные параметры звездочки.
Расстояние от вершины зуба до линии центра дуг закругления определяем
Ширину зуба звездочки определяем по формуле:
где ввн – расстояние между внутренними пластинами цепи; ввн = 19 мм.
Радиус закругления принимаем из ряда стандартных значений учитывая
Зная обороты электродвигателя и передаточное отношение цепной
передачи определим обороты питателя и действительную производительность.
[pic] обмин (05 обс).
Тогда объемная производительность одной тарелки питателя определится
Определим производительность в тч по формуле (4):
Окончательно имеем общая производительность питателей:
Расчет скребкового подъемного транспортера.
При проектировании транспортеров необходимо обеспечить последовательно
растущую транспортную способность:
где [pic] [pic] [pic] – расчетные производительности соответственно
питателя подъемного транспортера и сбросного транспортера тч.
Нам необходимо рассчитать скребковый транспортер для
транспортирования зерна производительностью [pic] = 105 тч. Высоту
подъема принимаем Н = 25 м длину транспортера принимаем L = 5 м.
Определим угол наклона транспортера
Определим размеры скребков задавая оптимальную скорость тягового
Найдем ширину скребка
ρ – плотность зерна тм3 ρ = 07 тм3;
С – коэффициент учитывающий влияние угла наклона транспортера на
производительность С = 05;
( – коэффициент заполнения желоба для легкосыпучих грузов
В качестве рабочего органа принимаем высокий скребок прямоугольной
формы для порционного волочения. Расчетная высота скребка:
Из стандартного ряда принимаем размеры скребка [pic]мм [pic]мм.
Желоб транспортера в поперечном сечении выполняем по форме скребка
изготовляя его из листовой стали. Зазор между скребком и боковыми стенками
желоба принимаем 5 мм.
Уточняем скорость тягового органа
Из условия обеспечения наибольшего заполнения желоба грузом вычисляем
шаг чередования скребков
Сопротивление движению тягового органа на рабочей ветви
q – линейная плотность груза кгм;
qц – линейная плотность тягового органа со скребком кгм;
– угол наклона транспортера = 30º.
Сопротивление движению тягового органа на холостой ветви
Окружная сила на ведущей звездочке
m – число звездочек кроме ведущей; m = 1;
[pic] – суммарное сопротивление движению тягового органа Н.
Минимальное натяжение цепи
где [pic] – допустимый угол наклона скребка [pic].
Усилие в сбегающей ветви тягового органа
Усилие в набегающей ветви тягового органа
Выбирая цепь принимаем коэффициент запаса прочности [n] = 6.
По значению [pic] выбираем приводную роликовую длиннозвенную цепь:
Цепь ПРД-508-ГОСТ 13568-97.
разрушающая нагрузка – 60000 Н (6000 даН).
Рассчитаем привод транспортера.
Общая схема привода подъемного транспортера показана на рисунке 6.
Рис. 6. Общая схема привода.
– электродвигатель; 2 – муфта соединительная; 3 – червячный редуктор;
– подшипник; 5 – звездочка привода транспортера; 6 – вал приводной.
Потребная мощность на привод подъемного транспортера
где [pic] – КПД передаточного механизма учитывает потери на муфтах
червячном редукторе и подшипниках [p
[pic] – КПД ведущей звездочки [pic].
Определим частоту вращения ведущей звездочки транспортера:
По мощности режиму работы и числу оборотов подбираем асинхронный
электродвигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А.
Электродвигатель 4А132М8УЗ ГОСТ 19523-81.
Мощность электродвигателя – Рэл = 4 кВт;
Число оборотов вала – nэл = 750 обмин;
Определим передаточное отношение редуктора
По передаточному числу частоте вращения быстроходного вала режиму
работы подбираем редуктор.
Принимаем червячный редуктор
Редуктор Ч-80-16-Ц-УЗ ГОСТ 57547-79.
Передаточное отношение редуктора – [pic].
Подберем соединительную муфту между электродвигателем и редуктором.
Расчётный момент для выбора соединительной муфты
Принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту.
Муфта ВПУ 125-25-1 ГОСТ 21424-93.
Максимальный передаваемый момент [pic] Н(м.
Подберем соединительную муфту между редуктором и приводным валом.
Момент передаваемый муфтой
Муфта ВПУ 2000-71-1 ГОСТ 21424-93.
С учетом того что мы в механизме привода транспортера установим
червячный редуктор который обладает свойством обратного торможения тормоз
Расчет ленточного сбросного транспортера.
Расчет механизма привода транспортера заключается в следующем: подборе
ленты расчете диаметра приводного барабана подборе электродвигателя
редуктора и соединительных муфт.
Схема механизма привода транспортера показана на рисунке 7.
Рис. 7. Схема механизма привода транспортера.
– электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор;
– приводной барабан; 5 – лента.
Скорость транспортирования для зерна принимаем = 2 мс. Коэффициент
трения зерна по ленте в состоянии покоя fп = 05. С целью увеличения
производительности транспортера и уменьшения потерь в качестве
поддерживающих элементов рабочей ветви выбираем трехроликовые желобчатые
Рис 8. Схема поддерживающих опор.
Коэффициент трения зерна по ленте при работе транспортера
Угол трения зерна по ленте находим из равенства [p откуда
Исходя из условия отсутствия соскальзывания зерна по ленте (
( – угол наклона рабочей ветви к горизонтали) определим максимально
возможный угол наклона транспортера.
Определим ширину ленты
[pic]– коэффициент производительности зависящий от формы
поперечного сечения потока и физико-механических свойств
транспортируемого груза [p
[pic]– коэффициент учитывающий осыпание груза при угле наклона
транспортера от 0 до 20º [p
ρ – плотность груза кгм3 ρ = 700 кгм3;
Угол наклона ленты сбросного транспортера принимаем = 10º высота
подъема зерна Н = 25 м длину транспортера принимаем [pic]= 6 м.
Из ряда стандартных значений ширины лент выбираем В = 650 мм.
Тогда при преобразовании формулы (56) действительная секундная
производительность ленточного транспортера
Часовая производительность транспортера
Уменьшим скорость транспортирования чтобы добиться требуемой
производительности методом пробных расчетов.
Принимаем скорость транспортирования =15 мс.
Используя справочные материалы выбираем резинотканевую ленту с
прокладками из ткани БКНЛ-65 (с основой из комбинированных нитей): предел
прочности ткани Кр = 65 Нмм число (предварительное) прокладок z = 3
толщина прокладки (о = 115 мм толщина обрезиненного слоя с рабочей
стороны (1 = 2 мм с опорной стороны (2 = 1 мм.
( = (о ( z + (1 + (2 (60)
( = 115 ( 3 + 2 + 1 = 645 мм.
Линейная плотность ленты
qл = 112 ( 065 ( 645 = 47 кгм.
Линейная плотность груза
Согласно справочным материалам при В = 650 мм и = 15 мс для
рабочей ветви диаметр роликов dр = 108 мм.
С целью увеличения долговечности ленты и создания более благоприятных
условий её работы принимаем угол наклона боковых роликов α = 30º.
Тогда масса вращающихся частей трехроликовой опоры mр = 138 кг
(определяем по справочным таблицам).ролика для холостой ветви
mр.х = 105 кг при диаметре ролика холостой ветви dр.х = 102 мм.
С учетом ширины ленты и желобчатой формы рабочей ветви принимаем
расстояние между роликами: рабочей ветви lр = 15 м холостой lх = 3 м.
Линейная плотность рабочей ветви роликовой опоры
Линейная плотность холостой ветви роликовой опоры
Определим сопротивление передвижению ленты на рабочей ветви
[pic]– коэффициент сопротивления движению ленты на открытом
воздухе для рабочей ветви (желобчатой) [pic]= 004 для холостой
(плоской) [pic]= 0035.
– угол наклона ленты транспортера = 10º.
Определим сопротивление передвижению ленты на холостой ветви
Сопротивление передвижению ленты при загрузке
Исходя из выше приведенных расчетов определим окружную силу на
где [pic]– число барабанов (кроме приводного) и отклоняющих роликов.
При коэффициенте трения ленты по стальному барабану f = 02 и угле
обхвата приводного барабана α = натяжение сбегающей ветви
где [pic] = 271 – основание натурального логарифма.
Натяжение набегающей ветви
где [pic]– максимальное натяжение Н.
Проверим выбранную ленту на прочность
где [pic] – допустимое значение прочности [pic].
Условие выполнено прочность ленты обеспечена.
Допустимо принять две прокладки однако в целях обеспечения жесткости
ленты в поперечном сечении принимаем z = 3.
Определим диаметр приводного барабана
Частота вращения приводного барабана
Для выбора электродвигателя определяем потребную мощность на привод
сбросного транспортера
где [pic]– КПД барабана зависящий от типа подшипников жесткости ленты
[pic]– КПД механизма привода [pic]= 07.
Выбираем электродвигатель стандартной мощности
Электродвигатель 4А71В4УЗ ГОСТ 19523-81.
Мощность электродвигателя – Рэл = 075 кВт;
Число оборотов вала – nэл = 1440 обмин.
Требуемое передаточное число привода
работы и потребной мощности подбираем редуктор.
Редуктор Ч-50-20-Ц-УЗ ГОСТ 57547-79.
Подбор соединительной муфты между электродвигателем и редуктором.
Расчёт ведем по формулам (51) и (52).
Муфта ВПУ 16-18-1 ГОСТ 21424-93.
Подберем соединительную муфту между редуктором и приводным барабаном
Муфта ВПУ 63-25-1 ГОСТ 21424-93.
Расчет потребной мощности.
Определим общую потребную мощность необходимую для зернопогрузчика:
где [pic]– потребная мощность на перемещение зернопогрузчика Вт
принимаем по прототипу [pic]= 2500 Вт.

2.1.cdw