3.3 Расчёт потребной мощности

В курсах технологического оборудования предприятий соответствующей отрасли пищевой промышленности можно найти формулы или рекомендации для определения мощности привода данного типа машины либо его аналога. При этом необходимо, кроме всех производственных потребителей энергии (полезная работа), учитывать и потери энергии на непроизводственные нужды (потери на сопротивление, нагрев, преодоление динамических нагрузок и т.д.). Кроме того, необходимо учитывать, что в целом ряде технологических машин, перерабатывающих вязкие продукты, пусковая мощность может значительно превышать номинальную, вычисленную для установившегося режима работы в связи с тем, что технологические свойства пищевых сред значительно изменяются при их преобразовании. Следовательно, необходимо очень внимательно рассмотреть технологический процесс, осуществляемый на проектируемой машине с тем, чтобы определить моменты времени, в которые потребление энергии достигает наибольших значений и, исходя из этих условий, рассчитывать мощность привода машин.

Во всех случаях необходимо сначала находить затраты энергии, а затем определять мощность привода (за исключением тех случаев, когда даны готовые расчётные уравнения). Если нагрузка Р (Н) в течение определённого интервала времени (например, кинематического или рабочего цикла) существенно не изменилась, то, найдя ее и умножив на скорость рабочего органа υ (м/с), можно сразу определить мощность N (Вт), потребную для работы этого рабочего органа:

N = P·υ (3.8)

Сумма таких мощностей от каждого рабочего органа машины дает общую мощность привода, необходимую для привода этих рабочих органов. Учтя таким же образом мощность, потребную на преодоление различных сопротивлений, можно найти суммарную мощность, необходимую для преодоления непроизводственных сопротивлений машины. По сумме указанных мощностей можно выбирать мощность приводного электродвигателя машины. Однако подобным образом можно, как было отмечено выше, найти потребную мощность привода машин, у которых нагрузки (производственные и непроизводственные) во время работы существенно не изменяются. К таким машинам, например, можно отнести: смесители; непрерывно движущиеся конвейеры; мельницы; шнековые нагнетатели и т.д.,

4. Расчет на прочность

При проектировании любой машины или аппарата необходимо рассчитывать различные механические передачи, разъемные и неразъемные соединения, муфты, валы, оси, подшипники и т.д. Эти расчеты проводятся с целью определения оптимальных конструктивных размеров различных узлов и деталей машины или аппарата, обеспечивающих при минимальных расходах материала прочность, надёжность и долговечность конструкции.

Важным показателем совершенства конструкции является условие равной прочности и равной долговечности элементов. Наличие в конструкции хотя бы одного недостаточно прочного или недостаточно долговечного элемента снижает надёжность конструкции в целом. На практике встречаются случаи, когда различные элементы конструкции рассчитывают на различную долговечность или на различный ресурс наработки. Например, валы, как правило, рассчитывают на неограниченный, а подшипник на ограниченный ресурс. При этом допускают замену подшипников при очередных плановых ремонтах. Расчет подшипников на большой ресурс в некоторых случаях мог бы привести к неоправданному завышению массы и габаритов конструкции в целом. Ограниченный ресурс имеют цепи, ремни и некоторые другие элементы. Важно, чтобы ни один из этих элементов не выходил из строя раньше намеченного срока очередного планового ремонта.

Этот раздел должен заканчиваться сводной таблицей 3.1, которая является результатом выполненных расчётов деталей разрабатываемого объекта.

Таблица 3.1

Обозначение	Материал	ГОСТ	Вид термообработки	Примечание
1	2	3	4	5

Ниже приведены основные этапы расчёта различных деталей узлов машин и аппаратов. Соответствующие расчетные формулы даны в учебниках по курсу "Детали машин".

Механические передачи

1. Прямозубые и косозубые цилиндрические и прямозубые конические передачи.

1.1. Задают или выбирают число зубьев зацепляющихся колёс в соответствии с кинематическим расчетом и конструктивными соображениями. Минимально возможное число зубьев колеса - 17.

1.2. Задают (в ненагруженных передачах) или определяют расчетом на прочность модуль зацепления передачи, округляя его до ближайшего большего значения. Предпочтительный ряд модулей: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4,5; 6; 8; 10; 12; 16.

Для косозубых передач еще определяют торцевой модуль, зная угол наклона зубьев на делительном цилиндре.

1.3. Для конических передач задают по конструктивным соображениям угол между осями колес.

1.4. Определяют диаметры делительных окружностей колес.

1.5. Определят межосевое расстояние колес.

1.6. Для конических передач определяют угол делительного конуса колес.

1.7. Определяет диаметры окружности выступов колес.

1.8. Для конических передач определяют длину образующей делительного конуса.

1.9. Задают по конструктивным соображениям ширину зубчатого венца колеса. Допускается подбирать ширину зубчатого венца колеса по следующим соотношениям:

для прямозубых колес в= (2 ÷ 6) т;

для косозубых колес в= (5 ÷ 10) т;

для конических колес в= (0,25 ÷ 0,3) L,

где т. ~ нормальный модуль зацепления;

L - длина образующей делительного конуса.

1.10. Производят проверку на прочность зубчатой пары по допускаемому напряженно изгиба и по допускаемому контактному напряженно для материала зуба колеса. В случае получения неудовлетворительного результата увеличивают величину модуля или ширину зубчатого венца колеса, а иногда то и другое вместе. Затем проводят повторный расчет зубчатой пары по выше изложенной методике.

2. Червячные передачи

2.1. Задают или выбирают число заходов червяка и число зубьев червячного колеса в соответствии с кинематическим расчетом и конструктивными соображениями.

Следует помнить:

- точность однозаходных червяков выше точности многозаходных;

- число заходов червяка больше 4-х применять не рекомендуется;

- число зубьев червячного колеса должно находиться в пределах от 30 до 70 (оптимальный режим работы пары),

2.2. Задают (в ненагруженных передачах) или определяют расчетом на прочность осевой модуль зацепления, округляя его до ближайшего большего значения. Предпочтительный ряд модулей: 1; 1,25; 1,75; 2; 2,25; 3; 3,5; 4; 5; 6; 7; 8; 10.

2.3. Определяют условный угол обхвата червячного колеса. Допускается подобрать угол обхвата по следующим отношениям:

для силовых передач 90-120°;

для несиловых передач 45-60°.

2.4. Определяют коэффициент, учитывающий число модуля и диаметр делительной окружности червяка, допускается использовать табличные значения коэффициента.

2.5. Определяют диаметры делительных окружностей колеса и червяка.

2.6. Определяют межосевое расстояние между колесом и червяком.

2.7. Определяют диаметры окружностей выступов червяка и колеса.

2.8. Определяют длину нарезной части червяка.

2.9. Определяют ширину червячного колеса.

2.10. Производят проверку на прочность зубчатой пары по допускаемому напряжению изгиба и по допускаемому контактному напряжению для зубчатой пары.

3. Цепные передачи.

3.1. Задают или выбирают число зубьев звездочек в соответствии с кинематическим расчётом и конструктивными соображениями. Минимально возможное число зубьев такой звездочки - 9.

3.2. Задают или выбирают шаг применяемой пары в зависимости от числа оборотов в минуту меньшей звездочки и числа ее зубьев. Необходимо помнить, что с увеличением шага цепи увеличивается неравномерность движения привода и возрастают ударные нагрузки. Кроме того, выбранный шаг втулочно-роликовой цепи проверяют на работоспособность по числу ударов звена в секунду, которое определяют после нахождения количества звеньев цепи.

3.3. Задают или выбирают межосевое расстояние между звеньями.

3.4. Определяют скорость набегания цепи на звездочку или среднюю скорость цепи.

3.5. Определяют количество звеньев цепи, которое желательно округлять до ближайшего четного числа.

3.6. Уточняют расчётное межосевое расстояние.

3.7. Определяют нагрузки на валы и опоры звездочек.

3.8. Производят проверку выбранной цепи по допустимым удельным давлениям в шарнирах.

3.9. Определяют номинально допустимую мощность, передаваемую рассчитанной цепной передачей.

4. Ременные передачи.

4.1. Задают или выбирают диаметры шкивов в соответствии с кинематическим расчётом и конструктивными соображениями.

4.2. Задают или выбирают межосевое расстояние между шкивами в соответствии с конструктивными соображениями.

4.3. Округляют угол обхвата шкива ремнем (меньшего из двух): для плоскоременных передач минимальный угол обхвата - 150°; для клиноременной передачи минимальный угол обхвата - 120°.

4.4. Определяют длину ремня. Для клиноременной передачи расчётную длину ремня округляют до ближайшего стандартного значения. После этого определяют окончательно межосевое расстояние.

4.5. Определяют ширину ремня для плоскоременной передачи.

4.6. Определяют допускаемую мощность, передаваемую ременной передачей.

4.7. Определяют сечение клинового ремня в зависимости от передаваемой мощности и его скорости.

4.8. Определяют число пробегов ремня (в плоскоременной передаче) в единицу времени для обеспечения нормальной долговечности приводных ремней.

5. Грузовые винтовые передачи.

5.1. Определяют (ориентировочно) внутренний диаметр винта по допускаемому напряжению.

5.2. Определяют шаг винта по условию самоторможения винта, т.е. угол подъёма винтовой линии должен быть меньше угла трения.

5.3. Проверяют винт на совместное действие сжатия и кручения по допускаемому приведенному напряжению.

5.4. Проверяют винт на устойчивость и продольный изгиб по формуле Эйлера при условии, что гибкость стержня больше предельной, т.е. l / (d/4) > 100 (для стали),

где l - длина стержня;

d - наружный диаметр винта.

При гибкости меньше предельной винт проверяют по критическому напряжению. При гибкости меньше 60-ти расчёт на устойчивость не производят.

5.5. Определяют высоту гайки.

5.6. Определяют условие, необходимое для подъема груза.

6. Храповые передачи

6.1. Предварительно определяют или задаются числом зубьев храпового колеса в соответствии с необходимым углом поворота храпового колеса.

6.2. Определяют фактический угол поворота храпового колеса.

6.3. Задают ширину зубчатого венца храпового колеса.

6.4. Определяют модуль храпового колеса, округляя его до нормального.

6.5. Определяют диаметр окружности выступов храпового колеса.

6.6. Проверяют храповую передачу на линейное удельное давление. В случае получения неудовлетворительного результата увеличивают модуль или ширину зубчатого венца храпового колеса, а иногда то и другое вместе. Затем проводят повторный расчет передачи по выше описанной методике.

Разъемные и неразъемные соединения

1. Шпоночные соединения

1.1. Выбирают по конструктивным соображениям тип, сечение и количество шпонок. Если на валу имеется ряд шпонок, которые установлены на различных по диаметру ступенях вала, то рассчитывают шпонку на ступени наименьшего диаметра.

1.2. Призматическую шпонку проверяют на смятие рабочих граней и на срез в опасном сечении.

1.3. Сегментную шпонку проверяют на смятие выступающей части и на срез в опасном месте.

1.4. Торцевую шпонку проверяют на смятие ее узкой грани.

1.5. Цилиндрическую шпонку проверяют на срез диаметрального сечения и на смятае боковой поверхности.

1.6. В случае получения неудовлетворительного результата при проверке выбранной шпонки увеличивают сечение или количество шпонок и повторяют проверочные расчеты.

2. Шлицевые соединения.

2.1. Выбирают по конструктивным соображениям тип шлицевого соединения.

2.2. Проверяют боковые поверхности зубьев шлицевого соединения на смятие.

3. Заклепочные соединения.

3.1. Выбирают по конструктивным соображениям тип, сечение, количество заклепок.

3.2. Проверяют заклёпки по допускаемым усилиям в соединении. В зависимости от типа нагружения расчет соединения может быть на смятие, срез и растяжение

4. Сварные соединения.

4.1. Выбирают по конструктивным соображениям тип сварного шва и его основные размеры.

4.2. Подбирают для сварки тип электрода в зависимости от материала свариваемых деталей и условий процесса сварки (ручная, автоматическая).

4.3. Проверяют сварные соединения на допускаемое условие при растягивании или сжатии в зависимости от типа соединения деталей. Кроме того, при действии на сварные соединения изгибающего момента и продольной силы условия прочности должно находиться из расчёта нормальных или касательных напряжений в сварном шве.

5.Винтовые соединения

5.1. Выбирают по конструктивным соображениям тип болта или винта, его диаметр и количество их в соединении.

5.2. Проверяют винтовые соединения в зависимости от условий нагружения на срез и на смятие.

5.3. Усилие, действующее на болты или винты в клеммных соединениях, рассчитывают из условия, что момент трения в клеммном соединении должен равняться моменту или для надёжности быть больше, примерно на 20%. Далее из условия прочности болта и винта, работающего на растяжение, определяют его диаметр.

5.4. Усилие, действующее на винты или болты во фланцевом соединении, определяют как сумму усилий, отрывающего крышку от фланца, и силы нормального давления на прокладку. Далее определяют усилие, приходящееся на один болт и из уравнения прочности болта или винта, работающего на растяжение, определяют его диаметр.

Валы и оси

1. Валы

1.1. Задают диаметр вала по конструктивным соображениям.

1.2. Далее проверяют вал расчётом на прочность и жесткость, так как вал, рассчитанный только на прочность, может не обеспечить нормальной работы зубчатых колёс и подшипников, если под действием передаваемых усилий он будет избыточно деформироваться.

1.3. Определяют крутящий момент с учётом КПД и окружную силу.

1.4. Определяют силы, действующие на вал и подшипники (составляют схему нагружения вала).

1.5. Определяют реакции в опорах в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и полные реакции.

1.6. Определяют изгибающий момент в опасном сечении (строят эпюры моментов).

1.7. Определяют диаметр вала из расчёта на прочность.

1.8. Определяют угол наклона упругой линии в расчётном сечении в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и суммарный угол.

1.9. Определяют прогиб в расчётном сечении в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и суммарный прогиб.

1.10. Сравнивают допускаемое значение угла наклона упругой линии и величины прогиба вала в расчетном сечении с расчетными и принимают решение о пригодности вала к эксплуатации.

2. Оси.

2.1. Задают диаметр оси по конструктивным соображениям.

2.2. Проверяют диаметр выбранной оси только из расчета на изгиб.

Муфты

1. Задаются типом муфты в соответствии с конструктивными соображениями и условиями эксплуатации.

2. Подбирают конструктивные размеры муфт обычно по таблице в справочном материале в зависимости от диаметра осесоединяющих валов и от допускаемого крутящего момента, передаваемого муфтой.

3. Проверяют работоспособность муфт:

3.1. Для втулочных муфт проверяют на срез штифты, шлицы или шпонки, используемые для передачи крутящего момента.

3.2. Для фланцевых муфт проверяют болты, передающие крутящий момент. Черные болты (поставленные с зазором) - на растяжение, а если используют чистые болты (поставленные без зазора) - на срез.

Подшипники

1. Подшипники скольжения

1.1. Определяют окружную скорость шейки вала для радиальных подшипников, а для упорных определяют скорость точки, находящейся от оси вращения на расстоянии 2/3 радиуса пяты.

1.2. Определяют удельное давление в подшипнике по действующему на него усилию и его конструктивным размерам.

1.3. Производят проверку расчётного значения удельного давления в подшипнике по допускаемому значению.

1.4. Определяют произведение удельного давления на окружную скорость вала и проверяют его по допустимому значению.

2. Подшипники качения

2.1. Подбирают тип подшипника, исходя из условий эксплуатации и конструкции конкретного подшипникового узла в соответствии с размерами и основными характеристиками подшипников.

2.2. Определяют условную нагрузку, которая учитывает как характер и направление действующих нагрузок, так и особенности кинематики и температуру узла.

2.3. Определяют коэффициент работоспособности подшипника.

2.4. Подбирают по справочным таблицам номер подшипника, соответствующий рассчитанному коэффициенту работоспособности.