Выбор электродвигателя и стандартного редуктора

Определяем потребную мощность электродвигателя [1]

 

                      P’_эд = ,

где Р – мощность на выходном валу;  – общий КПД привода.

 

 = _цп• ³_подш• ²_зп• _м ,

 

где _цп = 0,92...0,95 – КПД цепной открытой передачи; _подш = 0,99 – КПД, учитывыющий потери в первой паре подшипников качения; _зп = 0,96...0,98 – КПД закрытой косозубой передачи; _м = 0,99 – КПД соединительной муфты.

Принемаем _цп = 0,95, _зп = 0,98

 

 = 0,95• 0,99³• 0,98²• 0,99 = 0,88

 

P’_эд =  = 11,4 кВт

 

Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя

 

n_эд = n_вых• u_общ,

 

где n_вых – частота вращения на выходном валу; u_общ – общее передаточное число привода.

 

 u_общ = u_цп • u_ред,

 

где u_цп = (1,5...4,0) – передаточное число цепной передачи; u_ред = (8...40) – передаточное число редуктора.

u_общ = (1,5...4,0)•(8...40) = (12 – 160)

 

n_эд = 6• (12...160) = 72...960

 

 

n_а = n_с• (1 – S),

 

где n_с = 750 – синхронная частота вращения; S = 25 % – скольжение.

 

n_а = 750• (1 – 0,025) = 731 мин^-1

 

По расчетной мощности электродвигателя и диапазона значений частоты вращения вала выбираем электродвигатель мощностью 11 кВт, и сводим технические данные в сравнительную таблицу [2, табл.2.3]

 

 

Таблица 1

Тип электродвигателя	P’эд, кВт	nа, мин-1	Тпуск/Тном	Тмакс/Тном	, %	Диаметр вала, мм
4А160М8УЗ	11	730	1,4	2,2	87	48

Определяем кинематические и силовые параметры на каждом из валов привода:

 

Вал А (вал электродвигателя)

– мощность Р_а = Р’_эд = 11,4 кВт

– число оборотов n_а = n_эд = 730 мин^-1

– крутящий момент Т_а = 9550•  = 9550•  = 149,1 Н•м

 

Вал В (вал редуктора)

Р_в = Р_а• _м = 11,4• 0,99 = 11,3 кВт

 

n_в = n_а = 730 мин^-1

Т_в = Т_а = 149,1 Н•м

 

Вал С (тихоходный вал редуктора)

Р_с = Р_в• ³_подш• ²_зп = 11,3• 0,99³• 0,98² = 10,5 кВт

 

n_с= n_в / u_ред =  = 23,2 мин^-1

u_ред = 31,5

 

Т_с = 9550• (Р_с / n_с) = 9550•  = 4322,2 Н•м

 

Уточним u_цп

 

u_общ = n_{а эд} / n_вых =  = 121,7

u_цп = u_общ / u_ред =  = 3,9

 

Вал D (выходной вал)

Р_д = Р_с• _цп = 10,5• 0,95 = 10,0 кВт

 

n_д = n_c / u_цп =  = 6,0 мин^-1

 

Т_д = 9550• (Р_д / n_д) = 9550•  = 15916,7 Н•м

 

Данные кинематического расчета сводим в табл.2

 

Таблица 2

Параметры Вал	Р, кВт	n, мин-1	Т, Н•м
А	11,4	730	149,1
В	11,3	730	149,1
С	10,5	23,2	4322,2
D	10,0	6,0	15916,7

 

Редуктор выбирается последующим параметрам:

1. Передаточное отношение точно соответствует кинематическому расчету;

2. Расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора Т_с, с учетом режима работы, не должен превышать допустимый крутящий момент на валу стандартного редуктора 

 

Т_р = (Т_ном• К_реж )  [Т]

 

Для тяжелого режима работы К_реж = 2,0...3,0

 

Т_р = 40322,2• (2,0...3,0) = 8644,4...12966,6 Н•м

 

3. Величина консольной нагрузки на тихоходном и быстроходном валах редуктора не должна превышать допустимых значений.

По номинальному передаточному числу частоты вращения быстроходного вала, а также используя Т_ном, подбираем редуктор [3, табл.74]:

Ц2У – 355Н

[Т] = 1300 Н•м

Радиальные консольные нагрузки на концах валов [3, табл.73]:

F_B = 5000 Н; F_T = 28000 Н.

 

           2. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

 

Расчитаем цепную передачу привода шнекового пресса от двухступенчатого редуктора при следующих исходных данных:

– частота вращения ведущей звездочки n₁ = 23,2 мин^-1;

– мощность Р = 10,5 кВт;

– передаточное число цепной передачи u_цп = 3,9

Выбор роликовых цепей

1. Согласно условиям эксплуатации передачи принимаем [2, стр.42]:

К₁ = 1,25 (нагрузка толчками)

К₂ = 1,25 (нерегулируемое (постоянное) межосевое расстояние)

К₃ = 1 (с учетом зависимости 2,39 [2] принимаем а = 40 t)

К₄ = 1 (передача расположена под углом 40° к горизонту)

К₅ = 1 (смазка окунанием)

К₆ = 1,25 (работа в две смены)

 

Коэффициент эксплуатации передачи

 

К_э = К₁• К₂• К₃• К₄• К₅• К₆  3

 

К_э = 1,25• 1,25•1 •1• 1• 1,25 = 1,95  3

 

2. Коэффициент S_t = 0,28 – для цепи ПР по ГОСТ 13568 – 75

При n₁ = 23,2 мин^-1 выбираем предварительный шаг цепи t = 50,7 мм.

По шагу t = 50,7 мм, n₁ = 23,2 мин^-1 допускаемое удельное давление в шарнирах принимаем [P] = 35 MПа.

По таблице 2.25 [2] при u = 3,9 принимаем число зубьев ведущей звездочки z = 23.

Коэффициент, учитывающий число рядов цепи К_т = 1,7 (при числе рядов z_p = 2.)

Расчетный шаг цепи [2]

 

                 t = 183•

 

t = 183•  = 49,36 мм

 

По стандарту принимаем цепь 2 ПР – 50,8 – 45,360 с параметрами:

Q_разр = 45360 Н; S_оп = 2• 0,28 • (50)² = 1445,2 мм²; масса 1 метра цепи 19,1 кг [3, стр.131, табл.8.1].

Проверяем условие n₁ < n_{1 макс}, при t = 50,8. Допускаемая частота n_{1 макс} = 300 мин^-1. Условие выполнено.

Окружная скорость цепи [2]

 

=

 

V=  = 0,53 м / с

 

Окружное усилие, передаваемое цепью [2]

 

F_t =

 

F_t =  = 19811,3 H

 

Среднее удельное давление в шарнирах цепи.

 

Р =  [P]

 

P =  = 13,7 МПа,

что меньше допустимого давления [P] = 35 МПа, принятого при n = 23,2 мм.

 

Проверочный расчет срока службы цепи

Определяем срок службы цепи

 

Т = 5200•  T₀,

 

где t  3 % – допустимое увеличение шага цепи [2]; К_с – коэффициент смазки цепи.

 

К_с =

 

К_сп = 2,5 – коэффициент способа смазки [2]

 

К_с =  = 3,4

 

а_t – межосевое расстояние, выраженное в шагах.

 

а_t =  =  = 40

 

Тогда Т = 5200•  = 68675,1 ч

 

Т₀ = 5• 365• К_год• К_сут = 5• 365• 24• 0,8• 0,9 = 31,536 ч

 

Т  Т₀ – условие выполнено

 

Расчет нагрузок цепной передачи

Натяжение от провисания ведомой ветви от собственной массы [2]

 

F_f = К_f• g• q• a, 

 

где К_f = 4 – коэффициент провисания [2]; а = 40t = 40• 50,8 = 2032 мм; q = 19,1 кг – масса

1 м цепи; g = 9,81 м / c².

 

F_f = 4• 2032• 9,81• 19,1 = 1522 19,1 = 1522 Н

 

Натяжение от центробежных сил при скорости цепи V  12 м / с не учитываются.

Сумарное натяжение вядущей ветви

 

F _вщ = F_f + (F_t• K₁),

 

где К₁ = 1,25 [2, стр.42]

 

F _вщ = 1522 + (19811,3•1,25) = 26286,1 Н

 

Нагрузка, действующая на валы

 

R  (1,15...1,2)•F_t = 1,2• 19811,3 = 23773,6 Н

 

Проверяем цепь по запасу прочности

 

n =  [n],

 

где Qp = 45360 Н; [n] – допустимый запас прочности цепи

 

n =  = 17,2

 

По справочным данным n = 17,2 больше допустимого запаса прочности.

 

Геометрический расчет передачи

Межосевое расстояние

 

а = 40t = 40• 50,8 = 2032 мм

 

Число зубьев ведомой звездочки

 

z₂ = z₁• u = 23• 3,9 = 90

 

Длина цепи, выражаемая в шагах

 

L_t =  + .

 

L_t =  мм

 

Делительная окружности звездочек [2, табл 2.32]:

– ведущий

 

d  мм

 

– ведомой

 

d  мм