Привод агрегата тестоприготовительного марки И8-ХТА-12

      

N_Б=2,16кВт

      

n_Т=179,06об/мин 

      

Выбираем редуктор РЧУ-63-1500

      

Для него:N=2,1кВт

      

Т=98Нм

      

N=1500об/мин 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      

      

 

      

2.3Расчет ременной передачи. 

     

 Исходными  данными для расчета клиноременной  передачи являются передаточное  отношение, мощность, крутящий момент  и частота вращения ведущего  вала. С учетом этого исходные данные имеют значения:

U =2

     

кВт

Н м

     

     

Определяем расчетный  передаваемый крутящий момент ^_, :

           

 ₍₂₃₎

     

где С_р – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим её работы. Для двухсменной работы передачи в сменном режиме с приводом от электродвигателя переменного тока общепромышленного назначения, С_р=1,2 (Приложение Б,[ табл. Б4/2, c.37/]).

     

  В зависимости  от величины Т_1р выбираем два ближайших сечения ремня: Z(О) и А.

Для сечения  Z: Т_1р< 30

Для сечения А: Т_1р=15-60

     

   Минимальный  диаметр ведущего шкива:

d_1minZ=63 мм

d_{1min A}=90 мм

     

Рабочие высоты ремней:

Н_pZ=6 мм                  

Н_{р А} =8 мм

             Все данные приведены в Приложении Б [табл. Б5/2,c. 38/].

     

Действительный  диаметр ведущего шкива выбираемпо Приложению Б (табл. Б6[2]), исходя из условия d₁ d_{1 min}.

     

d_1Z=63 мм                  

     

d_1A=90 мм

      Расчётный диаметр ведомого шкиваd_2р,мм:

      

d_2рZ= d₁* U_рп (24)

d_2рZ= 63 * 2 = 126

     

d_2рA= d_{1 *} U_рп (25)

d_2рA= 90 * 2 = 180

     

Действительный  диаметр ведомого шкива выбираемпо Приложению Б [табл. Б6/2,c. 38/]ГОСТ 20889 1988г, исходя из условия d₂ d_2р.                   

     

d_2Z= 125 мм                    

     

d_2A= 180 мм

     

 Действительное  передаточное отношение передачиU_д:

           

U_д= , (26)

где = 0,01-0,02 – коэффициент упругого скольжения.

     

  Для выбранных  сечений получим:

     

U_{д Z}=

     

U_{д А}=

     

  Минимальное межосевое расстояниеа_min,мм:

           

а_min= 0,55(d₁ + d₂) + H_р. (27)

     

а_minZ= 0,55(63 + 125) + 6 = 109,4 мм

     

а_minA= 0,55(90 + 180) + 8 = 156,5 мм

     

Расчётная длина  ремняL_р,мм:

           

L_р= 2а_min + 0,5 (d₁ +d₂) + 0,25  ₍₂₈₎

   _{Подставляя значения, получим:}

     

L_{р Z}= 2 * 109,4 + 0,5 * 3,14(63 + 125) + 0,25 = 522,74 мм

     

L_{р А}=2 * 156,5 + 0,5 * 3,14(90 + 180) + 0,25 = 749,84 мм 

Действительная  длина ремня определяетсяпо Приложению Б [табл. Б7/2,c. 38/]ГОСТ 1284.1 1989г, исходя из условия L L_р.

     

L_Z= 560 мм                  

     

L_A = 800 мм                             

     

 В зависимости  от принятой длины ремня выбираем  значение коэффициента С_L, учитывающего длину ремня ГОСТ 1284.3 1996г

     

 С_LZ= 0,63                    

     

 С_LA= 0,8

     

Межцентровое  расстояниеа,мм:

           

а = а_min + 0,5(L – L_р) (29)

     

а_Z = 109,4+ 0,5(560 – 522,74) = 128,03 мм

     

а_A= 156,5 + 0,5(800 – 749,84) = 181,58 мм

     

   Угол  обхвата ремнём меньшего шкива _:

           

= 180 - 57  ₍₃₀₎

     

   Подставляя  значения, получим:

     

_Z= 180⁰ - 57^{0 =}152,4

     

= 180⁰- 57⁰ =151,74

     

   По приложению Б [табл. Б8/2,c. 39/] в зависимости от полученных углов обхвата методом интерполяции определяем значение коэффициента  С , учитывающего влияние угла обхвата.

     

   С = 0,926             

     

С = 0,923

     

   Скорость  ремняv,м/с:

     

=                                                ₍₃₁₎

     

     

     

     

 Число ремней  передачиZ:

           

Z= , (32)

где N₀ – мощность, передаваемая одним ремнём;

С_k – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

     

 Мощность  N₀ определяем методом интерполяциипо Приложению Б [табл. Б9/2,c. 39/]  в зависимости от диаметра ведущего шкива и скорости ремня. Для выбранных сечений N_0Z= 0,78, N_0A=1,642, C_р=1,2, С_к=1.

     

 Подставляя  значения, имеем:

     

Z_Z= = 6,07

     

Z_А= = 2,28

     

 Число ремней  должно быть целым и не превышать  числа, приведенного в Приложении Б [табл. Б5/2,c. 38/]. Поэтому выбираем ремни сечения А.     

     

 Окружное  усилиеF_t,Н:

           

F_t=  ₍₃₃₎

     

F_t= 

Предварительное натяжение ремняF₀,Н:

           

F₀=                                              ₍₃₄₎

     

F₀=

где = 0,45 – 0,55 – коэффициент тяги. 
 
 
 

     

Сила, нагружающая  валы передачи F,Н:

     

F = 2F₀sin  (35)

     

F=  2*243,5*sin = 472,2 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

2.3Расчёт цепной передачи

     

Исходными данными  для расчета цепной передачи являются передаточное отношение, мощность и  частота вращения ведущего вала передачи. Для рассматриваемой схемы ведущим  валом цепной передачи является вал  III. Тогда исходные данные примут вид: u_цп= 3,3; n₁ =179,06об/мин;  N₁= 1,62 кВт.

        Число зубьев ведущей звездочки  z₁:

      

. (36)

         Число зубьев ведомой звездочки  z₂: 

      

. (37)

         Действительное передаточное отношение  передачи u_д:

      

. (38)

          Коэффициент эксплуатации К_э:

      

,   (39)

где   К_д – коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки

    

При ударной  нагрузке К_д=1,2 (Приложение Б, табл. Б10 [3]);

К_а – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние. При межосевом расстоянии а = (30-50) t (t–шаг цепи) К_а = 1 (Приложение Б, табл.Б11 [3]);

К_р – коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи. При регулировки нажимными роликами  К_р = 1 (Приложение Б, табл. Б12 [3]);

К_с – коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и режим ее работы. Для помещения без пыли при хорошем качестве работы  К_с = 0,8                 (Приложение Б, табл.Б14 , Б15 [3]);

К_н – коэффициент, учитывающий угол наклона передачи к горизонту. При угле наклона до 60⁰ (вертикальное расположение) К_н=1(Приложение Б, табл. Б13 [2]);

К_реж – коэффициент, учитывающий режим работы передачи. При двухсменной работе К_реж = 1,25 (Приложение Б, табл. Б16 [3]). 

       

Подставляя численное  значение, имеем:

.

    

    Расчетная  мощность передаваемая цепью N_p,кВт:

      

  (40)   

 

где К_z – коэффициент числа зубьев;

                                    (41)

z₀₁ – число зубьев типовой передачи. Принимаем z₀₁ = 25.

       К_n – коэффициент частоты вращения; 

                                               ₍₄₂₎ 

n₀₁ – частота вращения типовой передачи об/мин. Принимаем n₀₁ = 200 об/мин.;

К_ряд – коэффициент, учитывающий число рядов цепи. Для однорядных   цепей   К_ряд = 1 (Приложение Б, табл. Б17 [3] ).

           По приложению Б (табл. Б18 [3]) исходя из условия N_р ≤ [N] выбираем два смежных типа цепи. Для рассматриваемого случая подходят цепи:

ПР-19,05-3180; ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75.Дальнейший расчет для этих двух типов цепей, используя индексы А (для цепи ПР-19,05-3180) и Б (для цепи       ПР-25,4-6000). Для этих цепей: допускаемая передаваемая мощность при                  n₀₁ = 200 об/мин составляет [N]_A= 4,8 кВт и [N]_Б = 11 кВт, шаг цепи t_ц(А) = 19,05 мм и t_ц(Б) = 25,4 мм, диаметр валика d(А) = 5,94 мм и d(Б) = 7,92 мм, длина втулки b(А) = 12,7 мм и b(Б)= 15,88мм, разрушающая сила F(А)= 31,8 кН и F(Б) =60 кН, масса одного погонного метра цепи m(А) = 1,9 кг и m(Б)= 2,6 кг.