Разработка технологической линии изготовления томатного сока

Потребляемую мощность (Вт) привода определяем по формуле:

,

где -окружная сила на звёздочке(Н),

        v-скорость цепи (м/с)

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

где  - КПД редуктора,

         -  КПД муфты,

        - КПД пары подшипников

Определяем потребную мощность электродвигателя :

Определяем частоту вращения вала электродвигателя:

где - частота вращения приводного вала,

  =15,3- передаточное число редуктора                         

По таблице подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)* и частотой вращения ротора n (об/мин), ближайшими к полученным и .

Выбираем двигатель АИР 100L8/702 мощностью Р=1,5кВт.

Определение передаточных чисел привода

Определяем  общее передаточное число привода:

Определение мощности,крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Определение мощности

,                                        

,                     мощности на соответствующем валу

,

 

Определение частоты вращения

,                                       

,                     частоты вращения валов

,

     

Определение моментов

,

,

,

 

Результаты расчётов заносим в таблицу:

Вал	Мощность Р,кВт	Частота вращения n, об/мин	Крутящий момент Т, Нм
1	1,5	702	20,1
2	1,45	159,3	88,2
3	1,4	45,85	292
4	1,37	45,85	285

 

 

 

Исходя из значения передаточного отношения подбираем зубчатый цилиндрический трехступенчатый редуктор 1Ц2У-100 с номинальным передаточным числом U=16 и номинальным крутящим моментом на выходном валу     Т=315 Нм.

Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней по соотношениям из табл.1.3 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) равны:

Определение частот вращения на валах привода

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени)

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

Определение вращающих моментов на валах привода

Вращающий момент на приводном валу

Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени) редуктора

Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени редуктора

Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень)

Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

Выбираем марку стали: для шестерни – 40Х, твёрдость ≤ 350 НВ1; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ2. Разность средних твёрдостей НВ1ср – НВ2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB1, термообработка – улучшение, Dпред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ2, термообработка – улучшение, Sпред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены за весь срок службы

N = 573wLh,

где w – угловая скорость соответствующего вала, с-1;

Lh – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N2 = w2Lh = 573×20×9500 = 108870000; NH02 = 16,37×106.

Для шестерни: N1 = uN2 = 3,76×108870000 = 409351200; NH01 = 22,62×106.

Коэффициент долговечности:

для шестерни KHL1 = (22,62×106/409351200)1/6 = 0,617,

для колеса KHL2 = (16,37×106/108870000)1/6 = 0,729.

Так как N1 > NH01, а N2 > NH02, то принимаем KHL1 = 1, KHL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

для шестерни [s]Н01 = 1,8НВ1ср + 67 = 1,8×285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2;

для колеса [s]Н02 = 1,8НВ2ср + 67 = 1,8×248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[s]Н1 = KHL1[s]Н01 = 1×580,9 = 580,9 Н/мм2,

для колеса

[s]Н2 = KHL2[s]Н02 = 1×514,3 = 514,3 Н/мм2.

Так как НВ1ср – НВ2ср = 285,5 – 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[s]Н = 514,3 Н/мм2.

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

KFL = (NF0/N)1/6,

где NF0 = 4×106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни KFL1 = (4×106/409351200)1/6 = 0,462;

для колеса KFL2 = (4×106/108870000)1/6 = 0,577.

Так как N1 > NF01, а N2 > NF02, то принимаем KFL1 = 1, KFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни [s]F01 = 1,03НВ1ср = 1,03×285,5 = 294,1 Н/мм2;

для колеса [s]F02 = 1,03НВ2ср = 1,03×248,5 = 256,0 Н/мм2;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[s]F1 = KFL1[s]F01 = 1×294,1 = 294,1 Н/мм2,

для колеса

[s]F2 = KFL2[s]F02 = 1×256,0 = 256,0 Н/мм2.

 Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[s]F = 256,0 Н/мм2.

Проектный расчёт

Определим межосевое расстояние:

где Ка – вспомогательный коэффициент;

T2 – крутящий момент на валу колеса, Н×м;

ya – коэффициент ширины венца колеса;

KHb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

aw ³ 43×(5,79 + 1)×(247,5×103×1/(0,3×5,792×514,32))1/3 = 129,28 мм,

Полученное значение округляем до стандартного aw = 130 мм.

Определим модуль зацепления:

где Кm – вспомогательный коэффициент;

d2 = 2awu/(u + 1) = 2×130×5,76/(5,76 + 1) = 221,5 мм – делительный диаметр колеса;

b2 = yaaw = 0,3×130 = 39 мм – ширина венца колеса.

m ³ 2×5,8×247,5×103/(221,5×39×256,0) = 1,89 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного m = 2 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

bmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5×2/39) = 10,35°.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

zS = 2awcosbmin/m = 2×130×cos(10,35°)/2 = 127,89.

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

b = arccos(zSm/(2aw)) = arccos(127×2/(2×130)) = 12,34°.

Число зубьев шестерни:

z1 = zS/(1 + u) = 127/(1 + 5,76) = 18,7.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z1 = 19.

Число зубьев колеса:

z2 = zS – z1 = 127 – 19 = 108.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

uф = z2/z1 = 108/19 = 5,68;

(|5,68 – 5,79|/5,79)×100% = 1,9 < 4 %.

Определим фактическое межосевое расстояние

aw = (z1 + z2)m/(2cosb) = (19 + 108)×2/(2×cos12,34°) = 130 мм.

Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень)

Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

   Выбираем марку  стали: для шестерни – 40Х, твёрдость  ≤ 350 НВ1; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ2. Разность средних твёрдостей НВ1ср – НВ2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB1, термообработка – улучшение, Dпред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ2, термообработка – улучшение, Sпред = 125 мм.

   Определяем среднюю  твёрдость зубьев шестерни и  колеса:

HB1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены за весь срок службы

N = 573wLh,

где w – угловая скорость соответствующего вала, с-1;

Lh – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N2 = w2Lh = 573×6,87×9500 = 37396845; NH02 = 16,37×106.

Для шестерни: N1 = uN2 = 2,91×37396845 = 108824819; NH01 = 22,62×106.

Коэффициент долговечности:

для шестерни KHL1 = (22,62×106/108824819)1/6 = 0,770,

для колеса KHL2 = (16,37×106/37396845)1/6 = 0,871.

Так как N1 > NH01, а N2 > NH02, то принимаем KHL1 = 1, KHL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

для шестерни [s]Н01 = 1,8НВ1ср + 67 = 1,8×285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2;

для колеса [s]Н02 = 1,8НВ2ср + 67 = 1,8×248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[s]Н1 = KHL1[s]Н01 = 1×580,9 = 580,9 Н/мм2,

для колеса

[s]Н2 = KHL2[s]Н02 = 1×514,3 = 514,3 Н/мм2.

Так как НВ1ср – НВ2ср = 285,5 – 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[s]Н = 514,3 Н/мм2.

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

KFL = (NF0/N)1/6,

где NF0 = 4×106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни KFL1 = (4×106/108824819)1/6 = 0,577;

для колеса KFL2 = (4×106/37396845)1/6 = 0,689.

Так как N1 > NF01, а N2 > NF02, то принимаем KFL1 = 1, KFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни [s]F01 = 1,03НВ1ср = 1,03×285,5 = 294,1 Н/мм2;

для колеса [s]F02 = 1,03НВ2ср = 1,03×248,5 = 256,0 Н/мм2;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[s]F1 = KFL1[s]F01 = 1×294,1 = 294,1 Н/мм2,

для колеса

[s]F2 = KFL2[s]F02 = 1×256,0 = 256,0 Н/мм2.

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[s]F = 256,0 Н/мм2.

 Проектный  расчёт

 Определим межосевое расстояние:

где Ка – вспомогательный коэффициент;

T2 – крутящий момент на валу колеса, Н×м;

ya – коэффициент ширины венца колеса;

KHb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

aw ³ 43×(4,48 + 1)×(1077,3×103×1/(0,3×4,482×514,32))1/3 = 206,8 мм,

 Полученное значение округляем до стандартного aw = 207 мм.

Определим модуль зацепления:

где Кm – вспомогательный коэффициент;

d2 = 2awu/(u + 1) = 2×207×4,48/(4,48 + 1) = 338,5мм – делительный диаметр колеса;

b2 = yaaw = 0,3×207 = 62 мм – ширина венца колеса.

m ³ 2×5,8×1077,3,×103/(338,5×62×256,0) = 2,32 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного m = 2,5 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

bmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5×2,5/62) = 8,11°.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

zS = 2awcosbmin/m = 2×207×cos(8,11°)/2,5 = 163,9.

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

b = arccos(zSm/(2aw)) = arccos(163×2,5/(2×207)) = 10,16°.

Число зубьев шестерни:

z1 = zS/(1 + u) = 163/(1 + 4,48) = 29,7.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z1 = 30.

Число зубьев колеса:

z2 = zS – z1 = 163 – 30 = 133.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение: