Додаток В. Приклад 1. Вибір електродвигуна

Приклад 1. Вибір електродвигуна.

За початковими даними при D = 0,6 м, L = 0,4 м, d _П = 0,03 м, d _К = 0,004 м, r = 2800 кг/м³, Е = 630 МПа, s_СТ = 20 МПа, µ= 0,3, f = 0,5 встановлюємо, що і = 0,75, L _Р = 0,36 м.

Частота обертання вала дробилки n_max = 10,209 об/с. Приймаємо попередньо її величину 10 об/с. Для зменшення зношування бандажів n = (0,4…0,7) n_max, тобто вибираємо значення n з проміжку (4…7) об/с. Для подальших розрахунків приймаємо n = 5 об/с.

Продуктивність дробилки з формули

,

.

Зусилля подрібнення

.,

де a - кут захоплення шматка (рис. 3.9). Із трикутника АВС знаходимо його величину, що в результаті розрахунку для даних параметрів становить 33⁰.

Р = 0,25 · 20·0,6·0,36·0,576·0,3 = 0,187 МН.

Сумарне зусилля пружин приймають Р ₀ = (1,2…1,3) Р = 0,243 МН. За ним розраховують на міцність вали, опори, пружини.

Потужність, що витрачається на подрібнення

N _ДР = p fР ₀ Dn,

N _ДР = 3,14·0,5·0,243·0,6·5/100 = 114,4 кВт

З таблиць приймаємо до встановлення електродвигуни потужністю 132 кВт.

Приклад 2. Розрахунок клиноремінної передачі.

Знайдемо потужність з урахуванням ккд приводу:

N_p=N_дв η

N_p = 132 ^. 0,98 = 129,36 кВт.

Передавальне число клиноремінної передачі повинно знаходитися в межах 3 < и _РЕМ < 5.

З таблиці 1 (Додаток В) вибираємо двигун з частотою обертання вала 1000 об/хв.

Визначаємо передавальне число клиноремінної передачі

и _РЕМ = n _ДВ/ n

и _РЕМ = 1000/(5·60) = 3,333.

Вибираємо перетин клинового ременя (табл. 2, Додаток В). Попередньо визначаємо кутову швидкість і номінальний обертаючий момент М ₁ ведучого вала:

, с^-1

w₁ = 3,14 × 1000 / 30 = 104,667 с^-1.

М ₁ = N_р / w₁,

М ₁ = 129360 / 104,667 = 1235,924 Н /м.

При такому значення М ₁ обираємо перетин Г ременя з площею поперечного перерізу F = 476 мм². Мінімальне значення діметру D_min = 315 мм. Однак для забезпечення більшої довговічності ременя приймаємо на один номер більше (з ряду в Додатку В).

D ₁ = 335 мм.

Знаходимо діаметр D₂ більшого шківа, прийнявши відносне ковзання ε = 0,015:

D ₂ = и _РЕМ D ₁(1– ε)

D ₂ = 3,333 ^. 335 (1– 0,015) = 1099,917 мм.

Приймаємо найближче стандартне значення D ₂ = 1100 мм.

Уточнюємо передавальне відношення u _рем зурахуванням ε:

и _РЕМ = D ₂ / (D ₁(1– ε))

и _РЕМ = 1100/ (335 (1– 0.015)) = 3,394.

Перераховуємо

n ₂ = n ₁ / и _РЕМ = 294,621 об/хв,

розбіжність із заданим становить D n = ((300 – 294,621)/300) × 100 = – 1,793 % (при розбіжності, що допускається, до 3%).

Отже, приймаємо D ₁ = 335 мм; D ₂ = 1100 мм.

Визначаємо міжосьову відстань a

a_min = 0,55(D ₁ + D ₂) + h,

a_max = 2(D ₁+ D ₂)

Вибираємо її в інтервалі:

a_min = 0,55(335 + 1100) + 19 = 819,25 мм,

a_max = 2(335 + 1100) = 2910 мм.

Приймаємо близьке до середнього значення a = 2000 мм.

Розрахункова довжина паса визначається за формулою:

Найближча до стандарту (Додаток В) довжина L = 6300 мм.

D_СР = 0,5(D ₁ + D ₂) = 727,5 мм.

Визначаємо нове значення а з урахуванням стандартної довжини L за формулою:

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення а на 0,01 L для того, щоб полегшити надягання пасів на шків; для збільшення натягу пасів необхідно передбачити можливість збільшення а на 0.025 L; необхідні переміщення складуть у меншу сторону 0,01 ^. 6300 = 63 мм, у більшу 0,025^.6300 = 157,5 мм.

Кут охоплення меншого шківа

a₁ = 180 – 60 (1100 – 335)/1968,7 = 156,08⁰.

Швидкість

υ = 0,5ω₁ D ₁

υ = 0,5 ^. 104,667 ^. 335 ^.10^-3 = 17,532 м/с

Знаходимо величину окружного зусилля р _о (табл.4, Додаток В), яке передається одним клиновим пасом перетину Г при D ₁ = 335 мм і υ = 17,532 м/с.

р _о = 990 Н.

Колове зусилля, що допускається, на один пас

[ p ] = р_оC_αC_LC_p

тут C_α= 1– 0,003(180 – α ₁) =1 – 0,003(180 – 156,08) = 0,91.

Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя C_L= 1.

Коефіцієнт режиму роботи при заданих вище умовах C_p= 1.

Отже,

[ p ] = 990^.0,91 = 918,944 Н.

Визначаємо колове зусилля

P = N / υ.

P = 129,36 ^.10³/17,532 = 7378,648 H.

Розрахункове число пасів

Z = P / [ p ]

Z = 7378,648 / 918,944 = 7,999.

Приймаємо кількість пасів Z = 8.

Визначаємо зусилля в пасовій передачі, прийнявши напругу від попереднього натягу σ_o= 1,6 Н/мм².

Попередній натяг кожної галузі паса

S _o = σ_o F

S _o = 1,6 ^. 476 = 761,6 H.

Робочий натяг ведучої галузі

S ₁= S _o+ P /(2 Z)

S ₁ = 761,6 + 7378,648/(2 × 8) = 1222,766 H,

те ж на відомої галузі

S ₂ = S _o – P / (2 Z) = 300,434 H.

Зусилля на вали

Q = 2 S _o Z sin (α₁/2)

Q = 2^. 761,6 ^. 8^. sin (156,08/2) = 4957,021 H.

Менший шків клиноремінної передачі виконують дисковим, а більший – із спицями. Матеріал шківів — чавун СЧ 15-32, сталь 25 Л. Шорсткість робочих поверхонь Ra ≤ 2,5 мкм.

Рис. 1. Профіль клинового пасу та канавки для ременя нормального перетину Г

y ₀ = 6,9 мм; b = 32 мм; h = 19 мм; b_p = 27 мм; c = 8,1 мм; s = 24 мм; t = 37 мм; e = 20 мм.

Приклад 3. Визначення діаметра вала нерухомого валка.

За умови, що на вал діє зусилля подрібнення та момент від більшого шківа клиноремінної передачі, визначимо діаметр вала за наближеною формулою

,

де М _ВИГ = Р ₀· L /2 – вигинальний момент від зусилля подрібнення, МНм; [s]_ВИГ – допустиме напруження матеріалу вала, МПа. Наприклад, [s]_ВИГ = 142 МПа, М _ВИГ = 48702,72 Н·м, М ₂ = 4195,45 Н·м (із розрахунку клиноремінної передачі)

Тоді d > 151,9 мм, і вал приймаємо d = 160 мм.

Приклад 4. Визначення розмірів більшого шківа клиноремінної передачі.

За наведеними в Додатку Б розрахунковими залежностями (приймаючи до уваги рис.1), та користуючись визначеним діаметром валу виконують необхідні розрахунки розмірів шківа.

Приклад 5. Розрахунок шпонки.

Для з’єднання валів з деталями, які передають обертання, застосовують призматичні шпонки з сталі 45, Ст6, які мають границю міцності s_В ≥ 590 МПа.

Довжину шпонки вибирають із стандартного ряду таким чином, щоб вона була трохи меншою, ніж довжина ступиці (на 5 – 10 мм). Шпонку перевіряють на зминання вузьких граней за умовою

s_ЗМ = Р ₁/ F _ЗМ ≤ [s]_ЗМ,

де Р ₁ = 2 М / d; М – момент, що передається, Н·мм; d – діаметр валу у місці встановлення шпонки, мм; F _ЗМ = (h – t ₁) l_P – площа зминання; l_P – робоча довжина шпонки: для шпонки з плоскими торцями l_P = l, при закруглених l_P = l – b; [s]_ЗМ ≤ 100 МПа – допустиме напруження зминання.

Параметри шпонок b, h, t ₁ за відомим діаметром валу підбирають із таблиць (СТ СЕВ 189-75).