Учебный курс для студентов очной и заочной форм обучения
 Скачать 5.65 Mb.
|
|
2. Допускаемое полезное напряжение в ремне КП. Практически значение напряжения Коне постоянно, оно зависит от типа и толщины ремня 5, диаметра малого шкива D1, скорости ремня и, предварительного напряжения и режима работы передачи. При проектировании ременных передач используют параметр [К]п(до пускаемое полезное напряжение), а не Ко. Экспериментальным путем уста новлено, что  (41)где Са, Ср, Со, Сv — поправочные коэффициенты, значения которых приве дены в табл.7; эти коэффициенты учитывают: Са— влияние угла обхвата малого шкива; Ср — режим работы передачи; Со— вид передачи и располо жение ее элементов;Cv— ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежной силы (скоростной коэффициент). Таблица 7. Коэффициенты Са, Ср, Со, Cvрасчета допускаемого полезного напряжения
Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи Долговечность передачи. Основной причиной выхода из строя ре менной передачи является низкая долговечность ремней. Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие: - изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попа дания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования; - перегрев (по тем же причинам) и снижение при этом физико-меха нических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву; - усталостное разрушение в результате циклических деформаций (из гиб ремня по пульсирующему циклу при набегании его на шкивы). Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности. Шкивы — наиболее долговечный элемент ременных передач. Их про ектирование с учетом прочности рассмотрено ниже. Критерии работоспособности ременных передач: - полное использование тяговой способности ремня при отсутствии бук сования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом; - долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические па раметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварийность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надеж ность работы ременной передачи. Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность. Расчет на долговечность производят как проверочный. Расчет передачи на тяговую способность. Для обеспече ния передачи максимальной полезной окружной силы Fmax = Ft, без пробук совки необходимо, чтобы FtA = Ко, для приведенных условий работы передачи или Ft /A = [К]п— для передачи, не ограниченной этими условиями. Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения [К]Попределяются с учетом табл.1, 6, 7. Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сече ния ремня:  (42)где δ и b — толщина и ширина ремня. Расчет на долговечность. В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные на пряжения (см. рис.13). При многократном действии переменных напря жений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщи ны, разрушение элементов несущего слоя и т. п.). В основе современных методов расчета ремней на долговечность лежит уравнение кривой усталости и определение максимального напряжения в ремне. Упрощенный расчет ремней на долговечность производят исходя из прогибов ремня. Критерием долговечности вэтом случае является число пробегов ремня до появления признаков усталостного разрушения U=v/L≤[U], (43) где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; и — скорость рем ня, м/с; L — длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоременных передач [U] ≤ 5. На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения . В табл.1 для плоскоременных передач приведены рекомендуемые и допустимые значения , при которых практически обеспечивается среднестатистическая долговеч ность ремня (около 3000—5000 ч). Последовательность проектировочного расчета плоскоременных пе редач. Для проектного расчета задают мощность N1 в кВт, частоту вращения ω1 в рад/с, передаточное отношение i. Определяют d1и d2, а, тип и размеры ремня ( , b, l). 1. В зависимости от заданных условий работы по табл. 1 выбрать тип ремня. 2. По формуле (10) определить диаметр малого шкива Z), его значение следует округлить до ближайшего большего стандартного (см. табл.2). 3. Определить скорость ремня v и сравнивать с допускаемой для вы бранного типа ремня (см. табл.1). Если v > [и], то диаметр шкива D1 необходимо изменить. 4. Определить диаметр большого шкива D2и округлить его значение по табл.2 до ближайшего стандартного. 5. Уточнить передаточное число передачи [формула (10)]. При незна чительном отклонении передаточного числа и (до 5%) диаметры шкивов D1 и D2можно не изменять. 6. Назначить межосевое расстояние а в соответствии с требованиями конструкции, но в рекомендуемых пределах [см. формулу (2)]. 7. Определить расчетную длину ремня L [формула (3)] и проверить ремень на долговечность, исходя из числа пробегов: U=v/L<[U]. При U> [U] межосевое расстояние а необходимо увеличить. 8. По формуле (6) определить угол обхвата а1 меньшего шкива. Если а1< [а], то необходимо увеличить межосевое расстояние а или применить натяжной ролик. 9. Задать отношение , и определить толщину ремня . По табл.1 следует округлить до ближайшего меньшего стандартного значения. 10. Для выбранного типа ремня определить допускаемое полезное на пряжение [К]П[формула (39)], для чего с учетом табл.1 определяют до пускаемое приведенное полезное напряжение Ко, а из табл.7 — попра вочные коэффициенты Са, Ср, Со, Сv. 11. Рассчитать окружную силу передачи по формуле  (44)12. По окружной силе Ftвыбранной толщине ремня и допускаемому полезному напряжению [К]Попределить ширину ремня b [формула (40)]. Полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного (см. табл.1). 13. Рассчитать силу предварительного натяжения ремня Fo[формула (16)]. По формуле (7) определить угол , после чего найти нагрузку на валы и опоры Fs[формула (28)]. 14. В зависимости от ширины ремня b по табл. 2 выбрать ширину шкива В и определить все размеры ведущего и ведомого шкивов. Пример 1. Рассчитать передачу плоским ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя P1=5,2кВт при n1 = 2880 мин-1. Передаточное число ременной передачи u =4,03. Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Угол наклона ливни центров шкивов горизонту θ = 400. Решение. 1. Тип ремня. Для ременной передачи принимаем плоский резинотканевый ремень с тремя прокладками (i= 3) из ткани БКНЛ-65, выпускаемый в широком диапазоне ширин. 2. Диаметр меньшего шкива. а) Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве передачи T1= 9550Р1/n1=9550·5,2/2880 = 17,24 Н·м. б) Ориентировочное значение диаметра меньшего шкива по формуле (10.15)  По стандарту принимаем d1 = 140 мм. в) Скорость ремня v = πd1n1 /60000 = π·140·2880/60000= 21,1 м/с. г) Окончательное значение диаметра d1 меньшего шкива устанавливаем при i= 3 и v < 25 м/с: d1 = 140 мм. 3. Диаметр большего шкива. При коэффициенте скольжении ξ=0,015 d2 = ud1(l – ξ) = 4,03·140(1 - 0,015) = 556 мм. По стандарту принимаем d2 = 560 мм. 4. Фактическое передаточное число uф= d2/[d1(l – ξ)] = 560/[140·(1 - 0,015)] = 4,06. 5. Расчетная длина Lp ремня. Ориентировочное межосевое расстояние a>1,5(d1+d2) = 1,5·(560 + 140) = 1050 мм. Тогда длина ремня Lp = 2a + 0,5π(d1+d2)+0,25(d2 – d1)2/a =2·1050 + 0,5·π·(560 + 140) + 0,25·(560- 140)/1050 = 3241 мм. Принимаем из нормального ряда размеров Lp = 3400 мм. 6. Частота пробегов ремня U = v/Lp= 21,1/3,4 = 6,2 c-1, что допустимо: U < 10 с-1. 7. Окончательно межосевое расстояние  8. Угол обхвата ремнем меньшего шкива а1 = 180° - 570(d2 – d1)/a = 180° - 57°(560 – 140)/1130 = 158,8°, что допустимо: а1 > 150°. 9. Окружная сила, передаваемая ремнем, Ft = 2·103T1/d1 = 2·103·17,24/140 = 246 Н. 10. Ширина ремня. а) Допускаемая приведенная удельная сила: [р]0 = 3 Н/мм. б) Поправочные коэффициенты: Сθ= 1,0; Сa = 0,94; Сv = 0,86; Ср= 1,1 — при двухсменной работе. в) Допускаемая удельная сила [p] = [р]0СθСaСυ/Ср = 3·1,0·0,94·0,86/1,1 = 2,2 Н/мм. г) Ширина ремня b > Ft/(i[p]) = 246/(3·2,2) = 37,2 мм. Принимаем b = 40 мм . 11. Ширина шкива: В=1,1b+10мм=1,1·40+10=54 мм. Принимаем В = 53 мм (см. § 27.4). 12. Сила предварительного натяжения ремня. Принимаем способ натяжения ремня — силами упругости. При а=1130мм<2·(d2+d1)=2·(560+140)=1400 мм удельная сила предварительного натяжения р0 = 2 Н/мм. Тогда F0 = bip0 = 40·3·2 = 240H. 13. Сила, действующая на валы Fn = 2F0sin(α1,/2)= 2·240·sin(158,8о/2) = 472 Н. |