Таблица 1

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

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,