Крутящий момент на валу шнека: 3 Расчетная часть

Крутящий момент и мощность мотобура

Так уж повелось, что любого пользователя техники оснащенной бензиновым двигателем при оценке способностей своего агрегата будь то бензопила, мотокоса, газонокосилка или мотобур в первую очередь интересует такой технический показатель, как мощность двигателя. Конечно мощность двигателя очень важна, но в отношении к мотобуру мощность двигателя является второстепенной величиной. Самый важный показатель в мотобуре это крутящий момент который выдает понижающий редуктор буровой трансмиссии, передавая вращение двигателя на буровой шнек.

Как известно мощность двигателя измеряется в лошадиных силах или ваттах. Лошади как все мы знаем бывают разные, дохлые клячи или богатырские тяжеловозы. Поэтому лошадиная сила в бензиновом двигателе отсчитывается от официальной единицы мощности названной по имени создателя, шотландского инженера Джеймса Уатта. Для удобства использования и отказа от нескольких нулей 1 ватт увеличили до 1 киловатта и расчет одного киловатта равен 1. 36 л.с..  

А что же такое крутящий момент? Начнем с печального — про него часто забывают покупая мотобур. Но именно крутящий момент создаваемый двигателем увеличивается редуктором, пропорционально передаточному числу зубчатых колес или разности объема гидравлических компонентов ( если мотобур имеет гидравлический привод ). По своей сути мощность и крутящий момент связанные друг с другом величины. Мощность двигателя можно рассчитать по простой формуле — крутящий момент двигателя в ньютон-метрах, умноженный на число оборотов и на 0,1047. 

Как правило крутящий момент больше у того двигателя, у которого больше объем цилиндра. У четырехтактных двигателей при равном объеме, крутящий момент будет больше.   Если объем цилиндра например 52 кубических сантиметра, то крутящий момент и мощность двигателя на разных двигателях разных производителей будет примерно одинаковым. Мощность 2.2 — 2.6 л/с , крутящий момент 2-2.5 Нм. Конечно мощность и крутящий момент на двигателе одинаковых объемов можно увеличить. Но для этого нужна например воздушная турбина и никакого «специального» карбюратора для увеличения мощности не существует. Как вы понимаете турбину на мотокосе, бензопиле или мотобуре никто из производителей использовать не будет. Это дорого и прежде всего опасно. Да и не нужно. 

Ну а теперь продолжим о самом главном, для чего нужен крутящий момент для мотобура и как его можно увеличить.  Если говорить просто и не углубляясь в формулы, то крутящий момент эта та самая сила, которая отвечает за бурение грунта. Чем выше эта сила, тем легче будет мотобуру пробурить отверстие в тяжелой глине. Если вы внимательно прочитали предыдущий текст, то вы поняли, что у двигателей которые используются на мотобурах не самый высокий крутящий момент. То есть для бурения грунта нужен механизм который сможет увеличить крутящий момент и передать его на буровой шнек. Для этого на бензобурах используются зубчатые редукторы или гидравлическая система.  Эти механизмы увеличивают крутящий момент, уменьшают количество оборотов на выходном валу редуктора и делают возможным бурение грунта. Чем больше передаточное число редуктора, тем ниже количество оборотов бурового шнека и выше крутящий момент доступный для бурения.

Так например если взять простой двухтактный двигатель мощностью 2 л/с с крутящим моментом 2 Нм вместе с редуктором с понижающем соотношением 1:20, то крутящий момент на выходном валу будет равен 40 Нм, а если на тот же самый двигатель с той же самой мощностью поставить редуктор с соотношением 1:40, то крутящий момент будет в два раза выше 80 Нм. При одинаковой мощности двигателя второй мотобур с более высоким крутящим моментом на выходном валу редуктора будет легче бурить глину и что очень важно намного безопаснее т.к. уменьшится количество оборотов бурового шнека. 

Поэтому покупая мотобур обратите внимание не только на мощность, но и крутящий момент получаемый редукторами с разным передаточным числом. К сожалению редукторы с большим передаточным числом имеют большую массу из-за зубчатых колес требуемых для понижения оборотов и корпуса, который делают из чугуна.  

Как вариант можно увеличить величину крутящего момента поставив на выходной вал мотобура дополнительную понижающую ступень в виде цепной передачи которая увеличит крутящий момент и позволит сохранить направление вращения. Так делали многие самодельщики в США в конце 80-х , а в наше время наши отечественные умельцы переняли этот безусловно полезный опыт. 

Лучшими по своим буровых характеристикам являются мотобуры с гидравлической системой понижения оборотов и увеличения крутящего момента. Они не страдают техническими проблемами свойственным агрегатам со сцеплением и зубчатыми колесами и только они способны справиться с самым тяжелым грунтом при этом оставаясь безопасными в использовании. 

Шнековый пресс

МЕТОДИКА РАСЧЕТА

 

Шаг шнека «Н» и диаметр вала
«d» определяем из расчета наружного диаметра
шнека

H = k*D ,

H=0.75*0.14=0.1 м

d = k1*D

d=0.1*0.14=0.056 м

где k=0,7-0,8 — коэффициент коррекции шага
шнека; к1 = 0,25-0,4 — коэффициент коррекции диаметра
вала.

По расчетному значению диаметра вала
шнека в соответствии с ГОСТ 8734-88
выбираем бесшовную трубу из нержавеющей
стали 20Х13 с наружным диаметром d = 57 мм
и толщиной стенки ∆т = 4 мм.

Угол подъёма винтовой линии 
витка шнека зависит от размера 
шага витка и величины диаметра.
Угол подъема в зоне большого диаметра
шнека αD , рад

αD = arctg    рад

рад

      Угол подъема у вала , рад

 ,  рад

 рад

Среднеарифметическое значение угла
наклона винтовой линии αср

αср =          
рад, градус. 
αср=1/2(0,224+0,561)=0,392 рад220

Определим коэффициент отставания
транспортируемого (перемещаемого) шнеком
продукта к0

к0= 1 — (cos2 αср — 0,5f sin
2αср ) 

В качестве коэффициента трения f принимаем
коэффициент внутреннего трения продукта
с учетом, что f = tgφ (φ — угол трения).

Предельный диаметр вала шнека 
определим из зависимости:

 , м. 
= м

Проводим сравнение расчетного
предельного значения диаметра вала
шнека и наружного диаметра выбранной
ранее трубы d. Для обеспечения прочности шнека необходимо
условие:

d ≥ dпр  
0,057 м ≥ 0,019 м

Определим наибольшее изгибающий момент
в последнем витке шнека по
внутреннему контуру «М», исходя
из рабочего давления «Pmах», а также наружного
и внутреннего диаметров шнека «D» и «d».

Мu = ,Н*м/м

 

 

где а -отношение большого диаметра шнека
к диаметру вала шнека;  
a= 0.14/0.057=2.5

Толщину витка шнека рассчитаем
из условий действующего изгибающего
момента «Ми» и допускаемого напряжения
материала витка [] при изгибе при условии, что

,мм 
мм

Допускаемое напряжение при изгибе
приравниваем допускаемому напряжению
при растяжении, значение которого выбираем
по справочным материалам [l]. Для определения
угловой частоты вращения шнека [] используем форму расчета производительности
по конструктивным параметрам шнека:

Q =

где — объемная масса продукта, кг/м3; — коэффициент заполнения объема для сыпучих продуктов 0,7ч- 0,85;
для вязких продуктов 0,85 ч-1,0.

Откуда

 
 рад об/мин

Площадь внутренней цилиндрической поверхности 
корпуса шнекового устройства по длине шага H определим из зависимости

, м2 
м2

Площадь поверхности витка шнека «Sш» по длине шага Н

Sш = ,м2

где L — длина винтовой линии шнека по большому
диаметру, м; l — длина винтовой линии
шнека по диаметру вала, м

L = м

L= м

, м

м

 

 м2

Для обеспечения работоспособности 
шнекового механизма необходимо
выполнение условия

 

Определим крутящий момент на валу шнека

 

 Н*м

Осевое усилие, действующее на валу
шнека

 = 0,393- (D2 — d2), Н ,

где— число
рабочих витков шнека.

Произведем расчет нормальных сж и касательных напряжений в опасном сечение шнека.

 

где S— площадь поперечного сечения вала шнека,
м2; W — полярный момент сопротивления вала
шнека, м3.

Определим площадь поперечного 
сечения сплошного и полого вала.

Для сплошного вала

 

 

Для полого вала

 

 

 

где d — наружный диаметр трубы вала шнека; dвн— внутренний диаметр трубы вала шнека.

По полученным значениям площади 
поперечного сечения находим 
нормальное напряжение сжатия для сплошного 
и полого вала шнека.

 

 

Полярный момент сопротивления 
вала Wр зависит сечения вала.

    Для сплошного вала

 

 

Для полого вала

 

 

Полученные значение полярного 
момента сопротивления позволяют 
рассчитать касательные напряжения,
действующие в сечении сплошного 
и полого валов.

 

 

Определим эквивалентное напряжение экв, действующее в сечении сплошного вала
и полого вала шнека.

 

 

 

Для проверки прочности вала шнека 
проведем сравнение расчетного эквивалентного
напряжения и допускаемого напряжения
материала вала.

 

Условием прочности является

 

Произведем расчет мощности электродвигателя,
необходимой для привода шнека

 

 

где — КПД привода (принимаем = 0,65
).

Шнеки в зависимости от назначения,
технологических требований и условий 
эксплуатации изготавливают литыми, точеными
и сварными. Точеные шнеки на практике
применяют редко из-за низкого коэффициента
использования материала при изготовлении
шнека.

Для изготовления литых шнеков требуется 
дорогостоящая технологическая 
оснастка, в связи, с чем литьем
шнеки изготавливаются при серийном
производстве. При индивидуальном производстве
используют сварные шнеки, для изготовления
которых используют круглый прокат, либо
трубы с диаметром соответствующим расчетному
значению.

Для изготовления сварного шнека подготавливают
кольца из листовой стали с наружным
диаметром «D», внутренним диаметром
«d» и секторным вырезом с углом «». Данные размеры необходимы
для получения винтовой поверхности с
заданными параметрами большого диаметра D, малого диаметра d и шага шнека Н.

Для определения размеров заготовки 
кольца произведем расчет длины шнека

, м

где z -общее число витков шнека.

Ширина винтовой поверхности витка 
шнека b

b = 0,5(D-d),мм

 

Угла выреза сектора определим 
из зависимости

β= , радиан

 

Наружный диаметр кольца заготовки 
шнека

D0 =

 

Внутренний диаметр кольца заготовки

 

 

Для изготовления шнека кольцо изгибается
по винтовой линии на валу и приваривается 
к поверхности.

 Выбор и обоснование кинематической
схемы привода шнека

В процессе проектирования приводов
рабочих органов и исполнительных
механизмов перерабатывающего оборудования
необходимо выбрать наиболее оптимальную
кинематическую схему и обосновать параметры
каждой передачи и каждого звена схемы.

Выбор вида передач определяется конкретными 
условиями работы привода техническими
характеристиками и требованиями.

К числу общих требований предъявляемых 
к передачам относятся параметры 
надежности — долговечность, безотказность,
ремонтопригодность, а также простота
конструкции, компактность, бесшумность
работы, высокая виброустойчивость и простота
управления.

При выборе передач привода и 
обосновании кинематических параметров
учитываются технологические требования,
среди которых основными является постоянство
передаточных отношений, оптимальный
коэффициент полезного действия, масса
привода, а так же его стоимость. Одним
из определяющих параметров привода являются
его габариты, которые оказывают влияние
на материалоемкость конструкции, мощность
привода и стоимость.

Механические передачи различают 
на передачи трением — ременные и фрикционные,
а также передачи зацеплением — зубчатые,
червячные, цепные и винтовые.

В целях повышения эффективности 
привода, исходя из конкретных требований
и динамических характеристик рабочих
органов и исполнительных механизмов
разрабатывают комбинированные кинематические
схемы, включающие различные механические
передачи.

Схемы простых и комбинированных 
механических передач представлены на
рисунках.

 
 Кинематические схемы простых передач:
а -ременная передача; б -цепная передача 
в-зубчатая передача

Одним из условий параметров выбора
кинематической схемы привода и 
видов передач является передаточное
отношение (i).

Общее передаточное отношение привода 
определяется как произведение передаточных
отношений отдельных ступеней или 
передач и выбирается из условий 
оптимальной частоты вращения электродвигателя
и заданной частоты вращения рабочего
органа:

 

 

Выбираем передаточное отношение 
клиноременной передачи равное 3.

 

При выборе частот вращения электродвигателей,
значения которых стандартизованы 
и составляют 750 мин-1, 1000 мин-1,
1500 мин-1, 3000 мин»1 — таблица
1 приложений необходимо учитывать, что
высокоскоростные электродвигатели имеют
больший КПД, меньшую массу и стоимость.

В тоже время использование электродвигателей 
с повышенным числом оборотов приводит
к увеличению передаточного отношения
привода и соответственно к росту его
стоимости. На практике для привода, как
правило, используют частоты вращения
эл. двигателя выше 1000 мин-1.

Передаточные отношения отдельных 
звеньев привода выбираются по рекомендуемым
значениям для каждого вида передач.

Выбирая передаточные отношения, следует 
учитывать, что наиболее оптимальным 
для клиноременных, плоскоременных
и цепных передач является значение
2,5-3,0; а для зубчатых передач — 6,0.

При проектировании привода необходимо
руководствоваться стандартными значениями
передаточных отношений для клиноременных
и зубчатых передач. В соответствии с заданными
и полученными в результате расчетов параметрами
шнекового рабочего органа составляются
кинематическая схема привода, выбирается
электродвигатель, а так же осуществляется
выбор и расчет кинематических параметров
передач, входящих в кинематическую схему
привода.

Принимаем редуктор ЗП80М 
двухступенчатый с мощностью 
двигателя  
N=11 кВт, передаточным числом i=50 и моментом
на валу М=2500 Н*м. 

           Расчет кинематических параметров
клиноременной передачи

Ременные передачи относятся к 
передачам с гибкой связью и широко
используются в качестве основных,
а так же включаются в состав комбинированных
приводов перерабатывающего оборудования.
В зависимости от конструктивных особенностей
ремней передачи различают на плоскоременные,
клиноременные, зубчатоременные, круглоременные
и поли- клиноременные. При проектировании
ременных передач необходимо знать их
преимущества и недостатки по сравнению
с другими видами механических передач.

К преимуществам ременных передач 
относятся плавность и бесшумность 
работы, предохранение механизмов привода 
от нагрузок, простота конструкции, а 
так же возможность эксплуатации
при высоких окружных скоростях (до 100
м/с) с передачей моментов на большие расстояния
(до 15 м).

Среди основных недостатков ременных
передач следует отметить большие 
габаритные размеры, повышенные нагрузки
на валы и опоры, до 3 раз превышающие 
нагрузки зубчатых передач, недостаточная 
надежность ремней, а так же невысокая,
до 50 кВт, передаваемая мощность.

Наиболее практическое применение
на сегодняшний день получили клиноременные,
поликлиноременные и зубчаторе- менные
передачи.

В расчетно-графической работе рассматривается 
методика расчета клиноременной 
передачи с использованием исходных
данных, полученных в задании, а так 
же по результатам расчета параметров
шнекового рабочего органа.

Исходными данными для расчета 
кинематических параметров клиноременной
передачи является мощность, необходимая
на привод шнека, угловая скорость или
частота вращения электродвигателя, значение
передаточного отношения клиноременной
передачи, характеристика динамических
нагрузок.

Мощность электродвигателя N определяется при расчете мощности необходимой
для привода шнекового рабочего органа.

Частоту вращения электродвигателя выбирают
из условия стандартных частот 750 мин-1,
1000 мин-1, 1500 мин-1 и 3000 мин-1
(таблица 1 приложения). При выборе частоты
вращения электродвигателя наиболее оптимальными
следует считать электродвигатели с частотами
вращения

1000 ми-1 и 1500 мин-1. Для клиноременной
передачи выбираем значение передаточного
отношения от 2,5 до 4.

Эксплуатация проектируемого оборудования,
характеризуется двухсменным режимом
работы с умеренными колебаниями нагрузки
и перегрузкой при пуске до 150 %.

При заданных значениях мощности привода N и выбранной угловой скорости вала электродвигателя , определим момент на валу электродвигателя.

М1 = 1000, Н*м.

 

Выбираем ремень с сечением О с
площадью А=47 м2,расчетной шириной
bп=8,5 мм и толщиной h=6 мм. Диаметр
меньшего ведущего шкива на валу электродвигателя
определим из расчета действующего крутящего
момента М1

 

=114 мм

где С = 38…42 — для клиновых ремней нормального
сечения.

В соответствии с расчетным диаметров 
выбираем значение меньшего ведущего
шкива по стандартизованному ряду R20  
d1=118 мм.

Диаметр больше ведомого шкива d2
рассчитаем из учета стандартного диаметра
меньшего шкива и принятого значения передаточного
отношения

d2 =

Выбираем стандартизованный диаметр 
большого шкива d2 в соответствии с рядом предпочтительных
размеров d2=355 мм.

Окружная скорость ведущего шкива,
соответствующая скорости ремня 
определяется из выражения

 

Угловую скорость ведущего шкива определим 
из учета угловой скорости ведущего
шкива, диаметров шкива, а так же коэффициента
проскальзывания

 

где -коэффициент проскальзывания (= 0.02).

Уточняем значения передаточного 
отношения с учетом корректировки 
размеров шкивов

Величину окружной силы, действующей
на ведущем шкиве определим из выражения

 

 

Расчетное значение межосевого расстояния
вычислим по формуле

Крутящий момент винтового конвейера | Руководство по проектированию

Крутящий момент определяется как крутящая сила, действующая приводным узлом на конвейерный шнек. Крутящий момент передается через приводной вал привода на шнек и преобразуется в усилие для перемещения сыпучего материала. Правильный выбор компонентов винтового конвейера важен для минимизации времени простоя и технического обслуживания.

Полный крутящий момент двигателя — это максимальный крутящий момент, создаваемый приводом. Уравнение для полного крутящего момента двигателя показано ниже:

Крутящий момент измеряется в дюйм-фунтах. для компонентов винтовых конвейеров. Номинальный крутящий момент приводного вала, соединительных валов, соединительных болтов и шнека конвейера должен выдерживать полный крутящий момент двигателя без отказа. Каждый винтовой конвейер KWS разработан в соответствии с этими критериями с минимальным коэффициентом безопасности 5 к 1. Двигатель винтового конвейера остановится до того, как произойдет механическое повреждение компонента винтового конвейера.

Максимальные значения крутящего момента для каждого компонента винтового конвейера указаны в таблицах крутящих моментов. Максимальные значения крутящего момента основаны на безопасном значении напряжения для конкретного материала конструкции. Компоненты винтового конвейера будут иметь бесконечный срок службы при нормальных условиях эксплуатации.

Стандартная конструкция шнека (по размеру вала)
Диаметр вала (дюймы) 1 1-1/2 2 2-7/16 3 3-7/16 3-15/16 4-7/16
Номинальный размер трубы 1-1/4 2 2-1/2 3 3-1/2 4 5 6
Соединительный болт диам. (дюймы) 3/8 1/2 5/8 5/8 3/4 7/8 1-1/8 1-1/4

Таблица крутящего момента – углеродистая сталь

Значения крутящего момента из углеродистой стали

Диаметр вала.
Вал Соединительные болты (2 болта) Труба – Спецификация 40
С-1045 5 класс А-53
Торсион Болты на сдвиг Труба на сдвиг Труба в подшипнике
Безопасный стресс Номинальный крутящий момент Безопасный стресс Номинальный крутящий момент Безопасный стресс Номинальный крутящий момент Безопасный стресс Номинальный крутящий момент
фунт/кв. дюйм дюйм-фунты фунтов на квадратный дюйм дюймо-фунты фунтов на квадратный дюйм дюйм-фунты фунтов на квадратный дюйм дюйм-фунты
1 8 750 1000 15 500 3 400 6 700 3 100 6 700 2 200
1-1/2 8 750 3 800 15 500 9 100 6 700 7 600 6 700 5 600
2 8 750 9 500 15 500 19 000 6 700 14 200 6 700 8 900
2-7/16 8 750 18 700 15 500 23 000 6 700 23 000 6 700 13 200
3 8 750 35 400 15 500 41 000 6 700 31 900 6 700 17. 500
3-7/16 8 750 53 000 15 500 64 000 6 700 42 700 6 700 24 700
3-15/16 8 750 76 400 15 500 121 300 6 700 72 600 6 700 58 200
4-7/16 8 750 110 200 15 500 168 800 6 700 112 900 6 700 101 300

Момент на валу, соединительных болтах и ​​трубе

Таблица крутящего момента – нержавеющая сталь

Значения момента затяжки из нержавеющей стали

Диаметр вала
Вал Соединительные болты (2 болта) Труба – Спецификация 40
304 и 316 18-8 А-312
Торсион Болты на сдвиг Труба на сдвиг Труба в подшипнике
Безопасный стресс Номинальный крутящий момент Безопасный стресс Номинальный крутящий момент Безопасный стресс Номинальный крутящий момент Безопасный стресс Номинальный крутящий момент
фунт/кв. дюйм дюйм-фунты фунтов на квадратный дюйм дюйм-фунты фунтов на квадратный дюйм дюйм-фунты фунтов на квадратный дюйм дюйм-фунты
1 6000 700 6000 1 300 6000 2 800 6000 1 900
1-1/2 6000 2 600 6000 3 500 6000 6 800 6000 5000
2 6000 6 500 6000 7 300 6000 12 700 6000 7 900
2-7/16 6000 12 800 6000 8 900 6000 20 600 6000 11 800
3 6000 24 300 6000 15 900 6000 28 600 6000 15 700
3-7/16 6000 36 400 6000 24 800 6000 38 300 6000 22 100
3-15/16 6000 52 400 6000 46 900 6000 65 000 6000 52 100
4-7/16 6000 75 600 6000 65 300 6000 101 100 6000 90 700

Общие | Какова передача крутящего момента винта на плоской | Практик-механик

Клайв603
Титан