Проектирование привода шнекового пресса

e cellspacing="0" cellpadding="0" style="border-collapse:collapse;margin-left:0pt">

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 Ра = Р’эд = 11,4 кВт

– число оборотов nа = nэд = 730 мин-1

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

 

Вал В (вал редуктора)

 

Рв = Ра• м = 11,4• 0,99 = 11,3 кВт

 

nв = nа = 730 мин-1

 

Тв = Та = 149,1 Н•м

 

Вал С (тихоходный вал редуктора)

 

Рс = Рв• 3подш• 2зп = 11,3• 0,993• 0,982 = 10,5 кВт

 

nс= nв / uред = = 23,2 мин-1

 

uред = 31,5

 

Тс = 9550• (Рс / nс) = 9550• = 4322,2 Н•м

 

Уточним uцп

 

uобщ = nа эд / nвых = = 121,7

uцп = uобщ / uред = = 3,9

 

Вал D (выходной вал)

 

Рд = Рс• цп = 10,5• 0,95 = 10,0 кВт

 

nд = nc / uцп = = 6,0 мин-1

 

Тд = 9550• (Рд / nд) = 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 Тс, с учетом режима работы, не должен превышать допустимый крутящий момент на валу стандартного редуктора 

 

Тр = (Тном• Креж ) [Т]

 

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

 

Тр = 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 Тном, подбираем редуктор [3, табл.74]:

Ц2У – 355Н

[Т] = 1300 Н•м

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

FB = 5000 Н ; FT = 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 uцп = 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

 

Кэ = К1• К2• К3• К4• К5• К6  3

 

Кэ = 1,25• 1,25•1 •1• 1• 1,25 = 1,95   3

 

2. Коэффициент St = 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 Кт = 1,7 (при числе рядов zp = 2.)

Расчетный шаг цепи [2]

 

                      t = 183•

 

t = 183• = 49,36 мм

 

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

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

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

Окружная скорость цепи [2]

 

=

 

V= = 0,53 м / с

 

Окружное усилие, передаваемое цепью [2]

 

Ft =

 

Ft = = 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]; Кс – коэффициент смазки цепи.

 

Кс =

 

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

 

Кс = = 3,4

 

аt – межосевое расстояние, выраженное в шагах.

 

аt = = = 40

 

Тогда Т = 5200• = 68675,1 ч

 

Т0 = 5• 365• Кгод• Ксут = 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]

 

Ff = Кf• g• q• a, 

 

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

1 м цепи; g = 9,81 м / c2 .

 

Ff = 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

 

Fвщ = Ff + (Ft• K1),

 

где К1 = 1,25 [2, стр.42]

 

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

 

Нагрузка, действующая на валы

 

R (1,15...1,2)•Ft = 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

 

Lt = + .

 

Lt = мм

 

Делительная окружности звездочек [2, табл 2.32]:

– ведущий

 

d мм

 

– ведомой

 

d мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.  ПОДБОР  И  РАСЧЕТ  МУФТЫ

 

Эксплутационной характеристикой муфты является передоваемый крутящий момент и диаметр вала, на который насаживается муфта.

Муфту подбираем по диаметру вала электродвигателя d = 55 мм, а также по расчетному моменту 

Tр = Кр• Т [T],

 

где Т – момент на валу электродвигателя, Н•м; Кр – коэффициент режима работы; [T] – номинальный крутящий момент муфты, Н•м.

 

Тр = (2,0...3,0) • 149,1 = 298,2...447,3 Н•м

 

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметрами d = 48 и d = 55 мм. Номинальный крутящий момент муфты [T] = 710, что больше расчетного.

Длина муфты L = 226 мм.

Диаметр муфты D = 190 мм.

Принимаем муфту 1-го исполнения на длинные концы валов. Материал пальцев – сталь 45 по ГОСТ 1050 – 74.

Произведем проверочный расчет муфты.

Расчитаем пальцы муфты на изгиб

 

 

,

 

где – расчетное напряжение на изгиб, МПа; Т – крутящий момент, Н•м; С – зазор между полумуфтами, мм; z – число пальцев; D0 – диаметр окружности пальцев, мм; dn – посадочный диаметр, мм; [ ] = 60...80 МПа – допустимое напряжение на изгиб

 

= МПа,

 

что меньше допустимого напряжения на изгиб.

Проверяем упругие элементы на смятие