Механизация ручного труда технологического процесса формования заготовок кондитерских изделий
d2=Z2*m
d2=80*4=320мм
число зубьев z1 и z2 звёздочек цепной передачи
Принимаем:
ведущая звёздочка - z1 = 14
ведомая звёздочка - z2 = 26 при t = 19,05
4.3 Энергетический расчёт
4.3.1 Расчет мощность на валах
Для определения потребной мощности двигателя определим момент на валу шестерёнчатого насоса
М = МР + УМв.тр.
где: Мр - теоретический момент, затрачиваемый на создание давления в нагнетательной камере, Н•м
где: с = 10•105 Па - среднее давление
L = 0,101 м - длина шестерён
Rе = 0,06 м - радиус окружности головок
R = 0,05 м - радиус начальной окружности
K = 4 - 6е + 3е2 м - коэффициент, зависящий от степени перекрытия, е = 0,8
Tо = 10 - основной шаг
= 1379 Н•м
где: фо = 1520 Па - предельное напряжение сдвига
спл = 67,1 Па•с - пластическая вязкость
Rц = 0,045 м - радиус цапфы
щ = 0,16 рад/с - угловая скорость шестерни
дm = 0,0003 м - торцевой зазор
Н•м
М''в тр - момент вязкого трения в радиальном зазоре, Н•м
где: Аz = 0,987 - функция, зависящая от z = 10
Rk = 0,06 + 0,0012 = 0,0612 м - внутренний радиус окружности корпуса насоса
дR = 0,0006 м - радиальный зазор
Н•м
Подставляя найденные моменты в формулу суммарного момента, найдём его числовое значение:
М = Мр + М'в тр + М''в тр
М = 1379 + 2453 + 1568 = 5,4•103 Н•м
4.3.2 Выбор электродвигателя для машины. Требуемая мощность электродвигателя
где: NР - требуемая номинальная мощность на приводном валу, кВт
где: Мвр = 5,4•103 Н•м - вращающий момент на валу шестерёнчатого насоса
n = 1,5 об/мин - число оборотов вала
кВт
4.3.3 Расчёт мощности на привод и подбор двигателя
зобщ - коэффициент полезного действия привода
зобщ = з12•з2•з3•з4•з53
где: з1 = 0,95 - кпд ременной передачи
з3 = 0,7 - кпд редуктора червячного
з4 = 0,97 - кпд цепной передачи
з5 = 0,96 - кпд зубчатой передачи
зобщ = 0,952•0,9•0,7•0,97•0,963 = 0,485
Требуемая мощность электродвигателя
где: К1- коэффициент запаса мощности 1,1-2,0
К2 - коэффициент учитывающий повторяемость механимов 1.
кВт
Принимаем электродвигатель 4А90LА8УЗ.
N = 2,2 кВт
n = 960 об/мин
5. Расчёт на прочность с применением ЭВМ
5.1 Расчёт цепной передачи на прочность и подбор цепи
Из кинематического расчёта определяем нагрузку на вал рабочего органа, на котором закреплена ведомая звёздочка цепной передачи:
Т2 = М = 5,4•103 Н•мм
Частота вращения вала:
N2 = 1,5 об/мин
Определяем коэффициент эксплуатации
КЭ = К1•К2•К3•К4•К5•К6
где: К1 - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки. К1 = 1 - нагрузка без резких колебаний;
К2 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния. Принимаем at = 40 при К2 = 1;
К3 - коэффициент, зависящий от угла наклона цепи. По конструктивным соображениям принимаем вертикальное расположение, тогда К3 = 1,3; К4 - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи. По конструктивным соображениям регулирование осуществляется периодически, поэтому К4 = 1,25;
К5 - коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи. Смазывание осуществляется периодически, поэтому К5 = 1,5;
К6 - коэффициент, учитывающий количество рабочих смен оборудования. При односменной работе К6 = 1.
При подстановке числовых данных получаем:
Кэ = 1•1•1,3•1,25•1,5•1 = 1,88
Вращающий момент на валу ведущей звёздочки
где: U - передаточное число цепной передачи
U = 1,86
з - КПД цепной передачи
з = 0,94
При подстановке имеем:
Н•мм
Предварительно определяем шаг цепи, приняв ориентировочно допускаемое среднее давление [p] по нормам DIN 8195. Для цепей типа ПР нормальной точности при расчётной долговечности 10.00 ч. Допускаемое значение [p] в зависимости от скорости:
[p] = 32 МПа
Находим шаг цепи
где:
z1 = 14 - число зубьев ведущей шестерни
мм
Принимаем ближайшее стандартное значение t = 19,05 мм
Уточняем среднее допустимое давление [p], интерполируя, находим:
[p]y = [pT] •k
k = 1 + 0,01•(z1 - 17)
k = 1 + 0,01•(14 - 17)
[p]y = 32•0,97 = 31 МПа
Делаем проверочный расчёт по допускаемому давлению [p]y ? p
Расчётное давление:
МПа
условие р = 1,32 < [p]y = 31 МПа выполнено.
По ГОСТ 13568-75 выбираем цепь однорядную, нормальной серии марки ПР-19,05-31,8, с шагом t = 19,08, разрушающей нагрузкой FВ = 31,8 кН, массой одного метра цепи m = 1,9 кг.
Определяем геометрические параметры передачи.
Межосевое расстояние
at = 40•t
at = 40•19,05 = 762 мм
Число звеньев цепи:
где:
zc = z1 + z2
zc = 14 + 26 = 40
Расчётная длина цепи:
L = Lt•t
L = 100•40 = 4000 мм = 4 м
Проверяем цепь по числу ударов, сравнивая расчётное с допустимым
щ ? [щ]
с-1
Допустимое значение с-1
Условие щ = 0,028 ? [щ] = 26,6 выполняется.
Рассчитываем коэффициент запаса прочности
где: FB = 31,8 Н - развивающая нагрузка цепи
Ft - окружное усилие
где:
- диаметр делительной окружности
мм
Н
Fц - нагрузка от центробежных сил
Fц = m•U2
Fц = 1,9•0,072 = 9,3•10-3 Н
Ft - сила от провисания цепи
Ft = 9,81•Ks•m•a
где: Ks - коэффициент, зависящий от положения цепи. При вертикальном расположении Ks = 1
Ft = 9,81•1•1,9•762•10-3 = 18,2 Н
Коэффициент запаса прочности [s] ? 7,2. Условие s ? [s] выполнено.
Оценивая рассчитанную цепную передачу, можно сделать положительный вывод о её работоспособности на основании наблюдения из условий:
p ? [p], щ ? [щ], s ? [s]
5.2 Проектный расчёт вала и его опор
На валу находится шестерёнка привода, шестерня шестерёнчатого насоса. Между ними располагаются два подшипника.
Момент на валу 4,8 Н•м при оборотах вала 1,5 мин-1. Диаметр приводной шестерни 100 мм: m1 = 5, z1 = 20, в = 8o. Диаметр шестерни насоса 100 мм: z = 10, m = 10, в = 8o. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной.
Приближённо оцениваем средний диаметр вала при [ф] = 12 МПа:
мм
Разрабатываем конструкцию вала и оцениваем его размеры.
Диаметр в месте посадки приводной шестерни dш1 = 45 мм
Диаметр в месте посадки подшипников dп = 50 мм
Диаметр в месте посадки шестерни насоса dш2 = 50 мм
Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце, полагая, что большинство передач вследствие неизбежной несоосности и неравномерности приложения сил нагружают вал дополнительной силой Fм.
В расчётной схеме направляют силу Fм так, чтобы она увеличивала напряжения.
Для данной схемы применяем
Н
Определяем силы в зацеплении
Окружная сила:
Н
Через неё выражаются другие составляющие:
Н
Н
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Рассмотрим реакции от сил Fp и Fм, действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций
Fр = А1 + В1
А1 = Fр•а
А1 = 14•0,16 = 2,24 Н•мм
В1 = Fм•b
В1 = 275•0,05 = 13,75 Н•мм
Реакции от сил Fp и Fм, действующих в вертикальной плоскости (Fм прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от Fp - худший случай)
А1 + В1 = Ft + Fм
Рисунок 5.1 Эпюры изгибающих моментов
В2•l = Ft•a - Fм(b + l)
A2 = Ft + Fм - Bl = 786 Н
Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях. Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение I-I рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент
Н•мм
Крутящий момент
Т = 4,8•103 Н•мм
Напряжение изгиба
МПа
Напряжение кручения:
МПа
Имеем:
у-1 = 0,4•уВ
у-1 = 0,4•750 = 300 МПа
у-1 = 0,2•уВ
у-1 = 0,2•750 = 150 МПа
фВ = 0,6•650 = 390 МПа
Для шпоночного паза:
Ку ? 1,7
Кt ? 1,4
По графику кривая 2 - Кd = 0,72
По графику для шлифованного вала KF = 1
Шу = 0,15 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости Шф = 0,05, находим:
Для второго сечения изгибающий момент
Т = 4,8•103 Н•мм
Крутящий момент:
М = Fм(b + l)
М = 275(50+55) = 29•103 Н•мм
МПа
МПа
Принимаем r галтели равным 2 мм.
и находим Ку = 2 и Кф = 1,6 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении
Больше напряжено второе сечение, ослабленное галтелью.
Определяем статистическую прочность при перегрузках
При перегрузках напряжение удваивается и для второго сечения уn = 30 МПа и ф = 2,8 МПа
[у] = 0,8•уm
[у] = 0,8•450 = 360 МПа
МПа
Условие прочности выполнено.
Проверяем жёсткость вала. По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней.
Средний диаметр на участке d принимаем равным 45 мм = dш2.
Здесь:
мм4
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Ft:
От момента Ма прогиб равен нулю.
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и Fм.
мм
Суммарный прогиб:
мм
Допускаемый прогиб
[Y] = 0,01•m
[Y] = 0,01•5 = 0,05 > 0,124 мм
Прогиб находится в допустимых пределах
Таким образом, условия прочности и жёсткости выполняются. По этим условиям диаметр вала можно сохранить.
5.3 Расчёт шпоночного соединения
Напряжение смятия шпонки:
Принимаем шпонку по ГОСТ 24070-80: b Ч h Ч d = 5 Ч 9 Ч 22, t1 = 5,5, Lр = 10 мм.
МПа
Допускаемое напряжение [усм] = 80 МПа для шпонки Ст 45 с учётом нагрузки
усм < [усм]
Условие прочности выполнено.
5.4 Расчёт клиноременной передачи
Заданные величины:
Передаваемая мощность: N = 2000 Вт
Частота вращения меньшего шкива: n1 = 960 об/мин
Передаточное отношение: U = 3
Коэффициент режима работы передачи: C = 1,3
Коэффициент угла обхвата шкива: С1 = 0,8
Коэффициент числа ремней: С2 = 0,9
Коэффициент длины ремня: С3 = 0,93
Коэффициент центробежной силы: Q = 0,1
Предел выносливости ремня: S1 = 8 МПа
Модуль изгибной упругости ремня: Е = 100 МПа
Находим частоту вращения медленного вала.
Принимаем S = 0,02
n1 = nc(1 - S)
n1 = 960(1 - 0,02) = 940,8
Частота вращения медленного вала:
об/мин
Определяем угловую скорость ведущего шкива.
с-1
Крутящий момент на маленьком шкиве:
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5
|