Категории: ДомЗдоровьеЗоологияИнформатикаИскусствоИскусствоКомпьютерыКулинарияМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОбразованиеПедагогикаПитомцыПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРазноеРелигияСоциологияСпортСтатистикаТранспортФизикаФилософияФинансыХимияХоббиЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Выбор электродвигателя, кинематическийИ силовой расчеты привода
Определяем мощность на валу конвейера:
Р3/ = Ft × u = 2500 × 1,65 = 4125 Вт = 4,125 кВт.
Определяем частоту вращения валов конвейера:
Определяем общий КПД привода:
hобщ = h1 × h2 × h3 × (h4)3 = 0,95 × 0,98 × 0,98 × (0,995)3 = 0,899,
где h1 = 0,95 – КПД клиноременной передачи; h2 = 0,98 – КПД зубчатой цилиндрической передачи; h3 = 0,98 – КПД муфты; h4 = 0,995 – КПД пары подшипников. Требуемая мощность электродвигателя
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nтр = n3/ × iобщ = 126,05 × 7,5 = 945,4 мин–1.
По табл. 3.3 выбираем электродвигатель 4А112МВ6, у которого Рном = 5,5 кВт, nсинхр = 1000 мин–1, nасинхр = 950 мин–1. Уточняем общее передаточное отношение привода:
Назначаем передаточные числа передач. Для цилиндрической зубчатой передачи выбираем uцп = 5,0, тогда uрп = 7,537 / 5,0 = 1,51. Выполняем кинематический и силовой расчеты привода. Определяем мощности на валах:
Р1 = Ртр = 4,59 кВт;
Р2 = Р1 × h1 × h4 = 4,59 × 0,95 × 0,995 = 4,339 кВт;
Р3 = Р2 × h2 × h4 = 4,339 × 0,98 × 0,995 = 4,231 кВт;
Р3/ = Р3 × h3 × h4 = 4,231 × 0,98 × 0,995 = 4,125 кВт.
Частоты вращения валов:
n1 = nасинхр = 950 мин–1;
Передаваемые вращающие моменты:
Результаты расчета сведем в табл. 9.1. Таблица 9.1
Расчет клиноременной передачи Исходные данные
1. Передаваемая мощность Р1 = 4,59 кВт. 2. Частота вращения вала двигателя n1 = 950 мин–1. 3. Частота вращения вала II n2 = 629,14 мин–1. 4. Передаточное число передачи uрп = 1,51. По таблице 9.2 или по графику (рис. 9.2) при моменте на ведомом шкиве T2 = 65,86 Н × м выбираем ремень сечения В (Б), для которого площадь сечения А = 138 мм2 (bp = 14 мм; h = 10,5 мм).
Таблица 9.2 Размеры клиновых ремней (по ГОСТ 1284.1–89)
Примечания 1. Стандартный ряд расчетных длин: 400; 425; 450; 475; 500; 530; 560; 600; 630; 670; 710; 750; 800; 850; 900; 950; 1000; 1060; 1120; 1180; 1250; 1320; 1400; 1500; 1600; 1700; 1800; 1900; 2000; 2120; 2240; 2360; 2500; 2650; 2800; 3000; 3150; 3350; 3550; 3750; 4000; 4250; 4500; 4750; 5000; 5300; 5600; 6000; 6300; 6700; 7100; 7500; 8000; 8400; 9000; 9500; 10000; 10600; 11200; 11800; 12500; 13200; 14000; 15000; 16000; 17000; 18000 мм. 2. Стандартный ряд диаметров шкивов: 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000 мм. 3. В скобках даны обозначения сечений ремней по ГОСТ 1284.1–80. По таблице 9.3 при угле профиля канавок j = 36° определяем диаметр меньшего шкива.
Рис. 9.2. Рекомендуемые сечения ремней
Рекомендуется избегать применения шкивов с Dmin (табл. 9.2). Для уменьшения величины напряжений изгиба, снижающих долговечность ремня, выбираются шкивы с диаметрами dp > Dmin. Принимаем dp = D1 = 180 мм. Диаметр ведомого (большего) шкива
D2 = D1 × uрп = 180 × 1,51 = 271,8 мм.
Стандартное значение D2 = 280 мм.
Таблица 9.3 Размеры профиля канавок шкивов, мм, по ГОСТ 20889–88 (см. рис. 9.2)
Примечание 1. Размеры b, b1 и lр не распространяются на шкивы сварные из листового материала и шкивы для полуперекрестных передач. 2. Шероховатость рабочих поверхностей канавок не должна быть более Rа = 2,5 мкм. 3. Предельные отклонения угла j: 1° – для ремней сечений Z, A, B; 30¢ – для ремней сечений C, Д, Е, ЕО. 4. В скобках указаны обозначения сечений ремня в предыдущем стандарте. Фактическое передаточное число с учетом коэффициента упругого скольжения ε = 0,01:
Отклонение от заданного значения
что допустимо. Рекомендуют Δu £ 4 %. Скорость ремня
Выбираем межосевое расстояние из рекомендуемого промежутка (если оно задано, то проверяем, попадает ли заданное значение в указанный промежуток).
0,7 × (D1 + D2) £ а £ 2 × (D1 + D2);
0,7 × (180 + 280) £ а £ 2 × (180 + 280);
322 £ а £ 920.
Принимаем а = 600 мм. Расчетная длина ремня
Стандартная ближайшая длина ремня по табл. 9.2 Lp = 1900 мм. Уточняем межосевое расстояние для выбранной длины ремня:
где
= 0,25 × (1177,43 + 1168,91) = 586,585 мм.
Минимальное межосевое расстояние при надевании ремня
аmin = а – 0,015Lp = 586,585 – 0,015 × 1900 = 558,085 мм.
Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня в процессе работы
аmax = а + 0,03 × Lp = 586,585 + 0,03 × 1900 = 643,585 мм.
Угол охвата на малом шкиве
Условие α ³ 120˚ выполняется. Окружное усилие
Частота пробега ремня Условие n £ 10 с–1 выполняется. Исходное удельное окружное усилие K0 определяем из табл. 9.4 по значению касательного напряжения в ремне (при n = 5 c–1 s0 = Таблица 9.4 Допускаемое исходное удельное окружное усилие K0 для ремней [9]
Допускаемое удельное окружное усилие
K = K0 × С1 × С2 × С3,
где С1, С2, С3 – поправочные коэффициенты: С1 – коэффициент угла обхвата (табл. 9.5); С2 – коэффициент скорости (табл. 9.6); С3 – коэффициент режима работы (табл. 9.7).
K = 2,05 × 0,98 × 1,04 × 1,0 = 2,089 МПа.
Таблица 9.5 Значения коэффициента С1
Таблица 9.6 Значения коэффициента С2
Таблица 9.6 Значения коэффициента С3
Необходимое число ремней
Принимаем z = 2. Сила, действующая на валы:
Fn = 2s0 × A × Z × sin (a / 2) = = 2 × 1,5 × 138 × 2 × sin (170°16¢57² / 2) = 825,023 H.
Силу Fn считаем направленной по межосевой линии. Расчетная долговечность ремня
где sN – временной предел выносливости (для клиновых ремней принимаем sN = 9 МПа); k1 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа u на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба (при u = k2 – коэффициент, учитывающий режим работы передачи (при постоянной нагрузке k2 = 1; при переменной нагрузке k2 = 1,8). smax – максимальное напряжение в цикле для ремней;
smax = s0 + st / 2 + sи + sц,
где s0 – напряжение в ремне от силы предварительного натяжения (см. выше); st / 2 = Ft / 2A – напряжение от окружного усилия; sи = Eи × d / Dmin – напряжение изгиба (d = h – толщина или высота ремня; Eи – модуль упругости ремня при изгибе: Еи = 80 – 140 МПа для прорезиненных ремней; Dmin – диаметр меньшего шкива; sц = r × u2 × 10–6 – напряжение от центробежных сил (r = 1250–1500 кг/м3 для прорезиненных ремней; r = 600–1200 кг/м3 для синтетических ремней); m – показатель степени (для клиновых ремней m » 8). Определяем максимальное напряжение в ремне
= 1,5 + 1,858 + 4,7 +0,096 = 8,156 МПа;
Рекомендуемая средняя долговечность ремней
Lh = 1000 – 5000 ч.
Для ремня сечения В условия долговечности соблюдаются. Ширина обода шкива
M = (Zn – 1) e + 2f = (2 – 1) 19 + 2 · 12,5 = 44 мм.
Наружный диаметр шкива
dei = Di + 2b.
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-08-11 lectmania.ru. Все права принадлежат авторам данных материалов. В случае нарушения авторского права напишите нам сюда... |