Механизация ручного труда технологического процесса формования заготовок кондитерских изделий (стр. 4 из 8)
об/мин 
об/мин4.2.4 Расчет кинематических элементов червячной передачи
Определяем передаточное отношение червячной передачи Uцр
Принимаем Z1-число заходов червяка =1;
Тогда Z2-число зубьев червячного колеса
Z2=Z1*Uчр
Z2=1*80=80 зубьев
Определяем диаметр делительной окружности
d1=q*m
где m-модуль зацепления принимается по стандартному ряду m=4;
q-коэффициент диаметра червяка принимается по ГОСТ 2144-93=10;
d1=10*4=40мм
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 + ΣМв.тр.
где: Мр – теоретический момент, затрачиваемый на создание давления в нагнетательной камере, Н∙м
где: ρ = 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 - 6ε + 3ε2 м – коэффициент, зависящий от степени перекрытия, ε = 0,8
Tо = 10 – основной шаг
= 1379 Н∙м 
где: τо = 1520 Па – предельное напряжение сдвига
ρпл = 67,1 Па∙с – пластическая вязкость
Rц = 0,045 м – радиус цапфы
ω = 0,16 рад/с – угловая скорость шестерни
δm = 0,0003 м – торцевой зазор
Н∙мМ''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
δR = 0,0006 м – радиальный зазор
Н∙мПодставляя 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
кВт4.3.3 Расчёт мощности на привод и подбор двигателя
ηобщ - коэффициент полезного действия привода
ηобщ = η12∙η2∙η3∙η4∙η53
где: η1 = 0,95 – кпд ременной передачи
η3 = 0,7 – кпд редуктора червячного
η4 = 0,97 – кпд цепной передачи
η5 = 0,96 – кпд зубчатой передачи
ηобщ = 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.
кВтПринимаем 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
η – КПД цепной передачи
η = 0,94
При подстановке имеем:
Н∙ммПредварительно 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
ммПринимаем 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:
МПаусловие 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
ω ≤ [ω]
с-1Допустимое значение
с-1Условие ω = 0,028 ≤ [ω] = 26,6 выполняется.
Рассчитываем коэффициент запаса прочности
где: FB = 31,8 Н – развивающая нагрузка цепи
Ft – окружное усилие
где:
- диаметр делительной окружности 
мм 
НFц - 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], ω ≤ [ω], 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, β = 8o. Диаметр шестерни насоса 100 мм: z = 10, m = 10, β = 8o. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной.
Приближённо оцениваем средний диаметр вала при [τ] = 12 МПа:
мм