Компенсирующая (зубчатая типа1); 7 – рама

 

Решение. По табл. 1.1 принимаем КПД элементов привода (средние значения): КПД муфты соединительной (упругой) ; КПД закрытой в корпусе червячной передачи с учетом потерь в подшипниках валов передачи (при предварительном расчете) ; КПД закрытой в корпусе цилиндрической зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках валов передачи .

Тогда общий КПД привода от двигателя до выходного конца тихоходного вала III редуктора, на котором задана потребляемая мощность P=2, 2 кВт, для последовательно расположенных элементов привода по формуле (1.3):  

.

При определении  не учитываем потери в соединительной компенсирующей муфте, так как потребляемая мощность P задана на выходном конце тихоходного вала редуктора.

Так как в нашем примере задание исходных данных P и n относится к варианту 3 (см. выше п. 1.1), то требуемую мощность двигателя P _треб определяем по формуле (1.1)

кВт.

Для выбора двигателя, кроме мощности P _треб, необходимо ориентировочно определить его синхронную частоту вращения n _синхр, используя формулу (1.5).

На основании рекомендаций табл. 1.2 примем ориентировочно передаточные отношения i передач привода (рис. 1.9): червячная закрытая i _Ч=10…50; зубчатая цилиндрическая в закрытом корпусе для одной пары i _з.ц =3…5.

Тогда по формуле (1.4) синхронная частота вращения двигателя n _синхр:

мин^-1.

Учитывая рекомендации, изложенные выше в п. 1.1, принимаем n _синхр=1500 мин^-1.

Исходя из P _треб=2, 89 кВт и n _синхр=1500 мин^-1 по табл. 1.3 выбираем асинхронный двигатель серии АИ типоразмера АИР100S4 со следующими техническими данными: P _ном=3 кВт; n _ном=1410 мин^-1; .

Общее передаточное отношение привода

.

Схема механического привода (рис. 1.9) состоит из двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора без открытой передачи (ременной и цепной). Тогда передаточное отношение редуктора .

Распределяем  между передачами редуктора, образующими быстроходную и тихоходную ступени.

Для двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора на основании рекомендаций (1.18): передаточное отношение тихоходной ступени (закрытой цилиндрической зубчатой передачи) ; передаточное отношение быстроходной ступени (закрытой червячной передачи) .

Примем . Тогда .

Полученные передаточные отношения  и  находятся в рекомендуемом диапазоне передаточных отношений для червячной и цилиндрической зубчатой передач, установленных в закрытом корпусе (см. табл. 1.2).

Определим частоты вращения валов редуктора, а также вращающий T и крутящий М_К моменты в различных сечениях этих валов.

Вал двигателя. Частота вращения  мин^-1.Требуемый вращающий момент на валу двигателя  Н∙ м.

Быстроходный вал I редуктора. Быстроходным валом редуктора является вал-червяк. Так как концы вала двигателя и быстроходного вала редуктора соединены упругой соединительной муфтой (при этом на конце соответствующего вала закрепляется полумуфта соединительной муфты), то частота вращения быстроходного вала I  мин^-1. Соответственно частота вращения червяка 1 быстроходной ступени редуктора (индекс Б)  мин^-1.

Схема нагружения вала I соответствует расчетной схеме 4Б (рис. 1.5).

Передача вращающего момента  происходит вдоль оси быстроходного вала I условно от места установки полумуфты на конце вала (сечение C посередине ступицы полумуфты) до середины нарезанной части червяка (сечение D). При этом вращающий момент  в сечении C:

 Н∙ м.

Из условия равновесия вала I (т.е. его равномерного вращения) вращающий момент  на червяке 1 быстроходной ступени редуктора  Н∙ м.

При этом момент является для вала I внешним вращающим моментом  в сечении D, т.е.  Н∙ м.

Таким образом, при нагружении быстроходного вала I редуктора кручение испытывает участок вала условно между сечениями C  и D, в которых крутящий момент M _{к I} (внутренний силовой фактор): M _{к IC} = T_IC=19, 18 Н∙ м, M _{к ID} = T_ID=19, 18 Н∙ м. В свою очередь M _{к IC} = M _{к ID}.

Промежуточный вал II редуктора. На промежуточном валу II закреплено насадное червячное колесо быстроходной ступени редуктора, а шестерня цилиндрической зубчатой передачи (тихоходной ступени редуктора) выполнена за одно целое с валом.

Частота вращения вала II  мин^-1. Соответственно частота вращения червячного колеса 2 быстроходной ступени  и шестерни 1 тихоходной ступени :

 мин^-1.

Вращающий момент на червячном колесе 2 быстроходной ступени редуктора

 Н∙ м.

Схема нагружения вала II соответствует расчетной схеме 1П (рис. 1.6).

Передача вращающего момента  происходит вдоль оси вала II условно от середины червячного колеса 2 быстроходной ступени (сечение C) до середины цилиндрической шестерни 1 тихоходной ступени редуктора (сечение D). При этом вращающий момент на цилиндрической шестерне 1 тихоходной ступени из условия равновесия вала II

 Н∙ м.

В сечении C вал II скручивает внешний вращающий момент  Н∙ м, в сечении D – внешний вращающий момент  Н∙ м.

Таким образом, при нагружении промежуточного вала II редуктора кручение испытывает участок вала условно между сечениями C и D, в которых крутящий момент M _{к II} (внутренний силовой фактор): M _{к IIC} = T_IIC=306, 88 Н∙ м, M _{к IID} = T_IID=306, 88 Н∙ м. В свою очередь M _{к IIC} = M _{к IID}.

Тихоходный вал III редуктора. На тихоходном валу III редуктора закреплено насадное цилиндрическое колесо тихоходной ступени редуктора и на выходном конце вала установлена полумуфта компенсирующей соединительной муфты. Частота вращения вала III  мин^-1.Соответственно частота вращения цилиндрического колеса 2 тихоходной ступени редуктора (индекс Т)  мин^-1.

Вращающий момент на цилиндрическом колесе 2 тихоходной ступени редуктора

 Н∙ м.

Схема нагружения вала III соответствует расчетной схеме 1Т (рис. 1.7).

Передача вращающего момента  происходит вдоль оси вала III условно от середины цилиндрического колеса тихоходной ступени (сечение С) до середины ступицы полумуфты, установленной на выходном конце вала, (сечение D).

В сечении С вал III скручивается внешним вращающим моментом  Н∙ м. В сечении D внешний вращающий момент  Н∙ м.

Таким образом, при нагружении тихоходного вала III редуктора кручение испытывает участок вала между сечениями C и D, в которых крутящий момент M _{к III} (внутренний силовой фактор): M _{к IIIC} = T_{III С}=1166, 88 Н∙ м, M _{к IIID} = T_IIID=1166, 88 Н∙ м, при этом M _{к IIIC} = M _{к IIID}.

Для проверки правильности выполненных расчетов определим мощность P_III на выходном конце тихоходного вала III редуктора при  Н∙ м и  мин^-1:

кВт,

что соответствует потребляемой мощности P, заданной в исходных данных на данном участке тихоходного вала.

Полученная частота вращения тихоходного вала редуктора  мин^-1 также соответствует требуемой частоте вращения n данного вала.

Расчет привода выполнен правильно.

 

Пример 1.3. Выбрать двигатель, выполнить кинематический и силовой расчеты механического привода (рис. 1.10) по следующим исходным данным:

а) потребляемая мощность на приводном валу тяговой звездочки цепного конвейера P=4, 5 кВт;

б) требуемая частота вращения приводного вала n =50 мин^-1.

Решение. По табл. 1.1 принимаем КПД элементов привода (средние значения): КПД открытой ременной передачи ; КПД закрытой в корпусе цилиндрической зубчатой

передачи с учетом потерь в подшипниках валов передачи  (это относится как к косозубой, так и прямозубой цилиндрическим передачам редуктора).

Тогда общий КПД привода от двигателя до выходного конца тихоходного вала III редуктора, на котором задана потребляемая мощность 4, 5 кВт, для последовательно расположенных элементов привода по формуле (1.3):

.

 При определении  не учитываем потери в соединительной компенсирующей муфте, так как потребляемая мощность P задана на выходном конце тихоходного вала редуктора.

В нашем примере задание исходных данных P и n относится к варианту 3 (см. выше п. 1.1). Тогда требуемая мощность двигателя P _треб по формуле (1.1): кВт.

 

Рис.1.10 Схема механического привода:

1 –двигатель; 2 – открытая ременная передача (клиноременная);

⇐ Предыдущая12345678910Следующая ⇒

Поделиться: