Разработка и техническое сопровождение кафетерия

η – кпд привода, 0,8.

Из этого выражения при известной производительности машины найдём мощность двигателя [35:]

Рдв = А·Пн η     (4. 7)

Рдв = 7,6·0,8·21,6·16,67 =2,2 кВт

4.3.4 Кинематический  расчет. Выбор двигателя

Определяем общий КПД привода:

hобщ= hм ×hп2×hз ×hр (4.8)

  где  hм - коэффициент, учитывающий потери в муфте;

hп - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

hз - коэффициент, учитывающий потери в зубчатой передаче;

hр - коэффициент, учитывающий потери в ременной передаче.

Значения выбираем по таблице 5.4 [36]:

hм=0.98;  hп=0.99;  hз=0.97;  hр=0.95.

Подставляя эти значения в формулу для определения общего КПД hобщ, получаем:

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

(4.9)

 

Задаемся рекомендуемыми передаточными числами по таблице 5.5[1]:

Uред = 4.5; Uрем = 3.

Определяем предварительно количество оборотов двигателя:

 

n = Uред · Uрем · nвых ,  (4. 10)

 

n= 4.5·3·65 = 877,5 мин-1;

По найденным параметрам PТР и n в таблице 5.1[1] выбираем электродвигатель 4AM112МА6У3  ГОСТ 19523-81 со следующими параметрами:

Таблица 4.1 Параметры двигателя

nc, мин-1	955
P, кВт	3
S, %	3,7

С учетом скольжения S = 3,7% номинальная частота вращения двигателя равна:

nдв=nас=  nc·(1-S),  (4.11)

nдв = 955·(1-0.0037) = 951,5 мин-1.

4.3.5 Расчет подшипников на срок  службы по динамической грузоподъемности

В опорах вала установлены подшипники качения № 1309 шариковые радиальные двухрядные сферические самоустанавливающиеся с целью устранения влияния несоосности опор вала, разнесённых на значительное расстояние друг от друга, и при изготовлении обрабатываемых раздельно.

Исходные данные для расчёта:

– внутренний диаметр d = 45 мм;

– наружный диаметр D = 100 мм;

– ширина B = 25 мм;

– динамическая грузоподъёмность C = 38 кН;

– статическая грузоподъёмность Cо = 17 кН.

Радиальная нагрузка в наиболее нагруженной опоре: Fr = 7,2 кН

Срок службы подшипника (ресурс) в млн. оборотов определяют по формуле

     (4.12)

где  L – ресурс, млн. оборотов;

P – эквивалентная динамическая нагрузка, кН.

Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается по формуле:

P = (X ·V· Fr + Y· Fa) Kб ∙Kт,                         (4.13)

где X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Fr, Fa – радиальная и осевая нагрузки;

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца; V = 1;

Kб – коэффициент безопасности;

KТ – температурный коэффициент.

Так как осевая нагрузка на подшипник отсутствует, то X = 1, Y = 0.

Выбираем по рекомендациям V = 1, Kб = 1.5, KТ = 1[37].

Тогда по формуле (4.13):

P = 1· 7,2 ·1,5 1 = 10,8 кН.

Ресурс подшипника в млн. оборотов по формуле (4.12) определяется как:

 млн.об.

Срок службы подшипника в часах определяется по формуле:

 ч.

Т.к. ресурс подшипника больше эквивалентной долговечности

LhE = 25000ч, устанавливаемой для машин такого класса

Lh = 25698 ч. > LhE = 25000 ч,

Т.е подобранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

Проверка подшипников по статической грузоподъёмности.

Условие проверки Po ≤Co,

где Po – эквивалентная статическая нагрузка.

Эквивалентная статическая нагрузка рассчитывается по формуле:

Po = Xо· Fr + Yо· Fa,                                           (4.14)

где Xо, Yо – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок.

По рекомендациям [37] для шарикоподшипника №1309.

Xо = 1, Yо = 2,93.

Эквивалентная статическая нагрузка рассчитывается по формуле (4.14):

Po = 1· 7,2 + 2,93· 0 = 7,2≤ Cо = 17 кН.

Проверка по статической грузоподъёмности выполняется.