Читайте также:
|
Силы натяжения в ветвях ремня (Fo, Fx, F2).
Для создания необходимого трения между ремнем и ободом шкива ремень должен иметь достаточную силу начального натяжения Fo. Это достигается предварительным натяжением ремня при монтаже или с помощью подвижной опоры. Чем больше Fo, тем выше тяговая способность передачи. Но при большом начальном натяжении ремень получает и большую вытяжку, снижается его долговечность. Поэтому Fo выбирают таким, чтобы ремень мог сохранить это натяжение достаточно длительное время, не получая большой вытяжки. Начальную силу натяжения ремня определяют по формуле
, (16)
где А — площадь поперечного сечения ремня; 
— начальное напряжение в ремне.
Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одним и тем же усилием Fo (рис. 12, а)
Рис.12. Усилия в ветвях ремня: а — на холостом ходу; б — при передаче нагрузки
С приложением момента T1 ведущая ветвь натягивается до значения F1, натяжение ведомой ветви уменьшается до F2 (рис.12, б). Силы натяжения F1 и F2, можно определить из условия равновесия шкива
(17)
Отсюда
(18)
С учетом того, что окружная сила на шкиве
(19)
получим
(20)
Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна (независимо от того, нагружена передача или нет), то
(21)
Из равенств (20) и (21) следует, что
(22)
Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки Ft, но не вскрывают способности передавать эту нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером в виде
. (23)
Решая совместно уравнения (17) и (23) с учетом (21), находим:
. (24)
Формулы (24) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой Ft и факторами трения f и 
. Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня Fo,при котором еще возможна передача заданной нагрузки Ft. Если 
, то начнется буксование ремня.
Можно установить по формуле (24), что увеличение значений f и благоприятно сказывается на работе передачи. Эти выводы принимаются за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом. В первой передаче использован принцип искусственного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй – увеличивают угол обхвата установкой натяжного ролика.
При обегании ремнем шкивов возникают центробежные силы Fv, которые отбрасывают ремень от шкива:
(25)
где 
— плотность материала ремня, кг/м3; 
— площадь сечения ремня, м2; и — окружная скорость, м/с.
С учетом центробежной силы натяжения определяют по следующим формулам для холостого хода:
(26)
для ведущей ветви
(27)
для ведомой ветви
(28)
Натяжение Fv ослабляет полезное действие предварительного натяжения Fo. Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.
Как показывает практика, влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно только при больших скоростях: v > 20 м/с.
Нагрузка на валы и опоры Fs.
Силы натяжения ветвей ремня F1 и F2, (за исключением силы Fv) передаются на валы и опоры. Рассматривая параллелограмм сил (см. рис.12, б), находят равнодействующую сил
(29)
где 
— угол между ветвями ремня.
Поставим в выражение (29) вместо (F1 + F2)величину 2F0 [см. формулу (21)]; получим
(30)
Выражение (30) можно преобразовать через окружную силу Fr. В этом случае можно считать, что для прорезиненных и кожаных ремней Fs >>2,5 Ft); для хлопчатобумажных Fs >>3 Ft); для шерстяных Fs >> 4 Ft). Таким образом, нагрузка на валы в 2,5—4 раза превышает окружную силу Ft, что является недостатком ременных передач.
Напряжения в ремне?
Скольжение ремня. Как показали экспериментальные исследования, упругое скольжение ремня по шкиву возникает в нормально работающей передаче.
Причиной упругого скольжения является неодинаковость натяжения ведущей и ведомой ветвей.
При обегании ремнем ведущего шкива его натяжение падает, от F1 до F2 (причем всегда F1 > F2); ремень, проходя шкив, укорачивается, вследствие чего возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное явление, но здесь ремень удлиняется, так как натяжение от F2 возрастает до F1.
Упругое скольжение происходит не по всей длине дуги обхвата ремнем шкива. Установлено, что угол дуги обхвата разделяется на две части — дугу упругого скольжения (
) и дугу покоя (
), на которой упругое скольжение отсутствует (см. рис. 13). При перегрузке передачи скольжение происходит по дуге 
, т.е. ремень скользит по всей поверхности касания со шкивом. Такой вид скольжения называют буксованием.
Все эти потери трудно оценить расчетом, а поэтому КПД передачи определяют экспериментально. При нагрузках, близких к расчетным, среднее значение КПД для плоскоременных передач 
= 0,97, для клиноременных = 0,96.
Допускаемые напряжения в ремне.
Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе?. Долговечность передачи?
Пример 1. Рассчитать передачу плоским ремнем от электродвигателя к редуктору?
Расчет клиноременной передачи на тяговую способность и долговечность
Виды разрушения ремня и критерии работоспособности клиноременных передач аналогичны таковым для плоскоременной передачи. Методы расчета передачи обоих типов также схожи.
Расчет на тяговую способность заключается в определении требуемого числа клиновых ремней 
для обеспечения нормальной работоспособности передачи:
(45)
где Ft — передаваемая окружная сила, Н; Ао — площадь поперечного сечения клинового ремня, мм2 (см. табл.3); [К]п — допускаемое напряжение в ремне; Cz — коэффициент числа ремней (для двух, трех ремней Сz = 0,95; для четырех—шести Сz = 0,9; более шести Сz = 0,85); 
= 8 — наибольшее число клиновых ремней, обеспечивающее равномерность их нагружения в передаче.
При получении по расчету 
необходимо увеличить площадь поперечного сечения ремня, выбрать следующий больший профиль ремня и таким образом снизить число ремней.
Расчет на долговечность. Число пробегов ремня в 1 с
, (46)
где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; и — скорость ремня, м/с; L — расчетная длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов ремня за 1 с. Для клиновых ремней [U] < 10 (в отдельных случаях [U] = 11 ÷ 12).
Заводы-изготовители клиновых ремней производят проверку гарантийной наработки То (ч) (табл.8) для ремней, а также условно-расчетной длины Lo. При расчетной длине выбранного клинового ремня L, отличающейся от табличной, гарантийную наработку (ч) для данного ремня определяют по формуле
Т= T0(L/L0), (47)
где То — гарантийная наработка ремней условно-расчетной длины Lo, ч (табл. 8); L — расчетная длина выбранного ремня, мм; Lo — условно-расчетная длина ремня, мм (см. табл.8).
Таблица 8. Гарантийный срок службы ремней (для условно расчетной длины L0)
| Тип ремня | Условно-расчетная длина Lo, мм | Гарантийная наработка T0, ч, не менее, для ремней | |
| кордтканевых | кордшнуровых | ||
| Z(О) | |||
| А | |||
| В(Б) | |||
| С(В) | |||
| Д(Г) | — | ||
| E(Д) | |||
| EО(Е) |
При вытяжке клиновых ремней до 3% наибольшая гарантийная наработка стандартных клиновых ремней составляет 500 ч.
Последовательность проектировочного расчета клиноременной и поликлиновой передачи.
Расчет производят по аналогии с расчетом плоскоременных передач (некоторые изменения, связанные со спецификой клиноременной передачи, излагаются подробнее). Расчет клиноременной передачи следует выполнять в следующем порядке.
1. Предварительно задать скорость ремня (5—25 м/с) и в зависимости от заданных скорости и передаваемой мощности по табл.9 выбрать профиль ремня.
Таблица 9. Выбор типа клинового ремня в зависимости от передаваемой мощности и скорости ремня
| Мощность Р, кВт | Тип ремня при скорости v, м/с | ||
| не более 5 | 5-10 | св. 10 | |
| Не более 1 | О; А | О; А | О |
| 1-2 | О; А; Б | О; А | О; А |
| 2-4 | А; Б | О; А; Б | О; А |
| 4-7,5 | Б; В | А; Б | А; Б |
| 7,5-15 | В | Б; В | Б; В |
| 15-30 | — | В | В |
| 30-60 | — | Д; Г | В |
| 60-120 | — | Д | Д; Г |
| 120-200 | — | Д; Е | Д; Г |
| Св. 200 | — | — | Д; Е |
Размеры сечения принять по табл.3. Так как заданным условиям задачи мощности Р и скорости v в табл.9 соответствует несколько типов (сечений) ремней, рекомендуется вначале выбрать меньшее сечение и переходить к другим только в случае получения неприемлемо большого числа ремней .
2. В зависимости от выбранного типа клинового ремня по табл. 6.5 принять диаметр малого шкива D1.
3. По диаметру малого шкива D1 определить скорость ремня v и сравнить с допускаемой [v] = 25 м/с. Уточнить размер.
4. Определить диаметр большого шкива D2 и согласовать его значение с приведенными в табл.5.
5. Уточнить передаточное число и.
6. Назначить межосевое расстояние а.
7. По формуле (3) определить расчетную длину L ремня, округлить ее значение до стандартного (см. табл.3), после чего проверить долговечность ремня (ремней) по числу пробегов. При U> [U] выбрать следующее большее значение расчетной длины ремня L (см. табл. 3), удовлетворяющее условию U< [U], после чего уточнить межосевое расстояние а.
8. Определить угол обхвата 
меньшего шкива. При невыполнении условий 
следует увеличить межосевое расстояние и соответственно изменить расчетную длину ремня L.
9. Задать напряжение 
от предварительного натяжения и для выбранного типа ремня по табл. 6 принять допускаемое приведенное полезное напряжение Ко, по табл.7 — поправочные коэффициенты Са, Ср, Со, Сv по формуле (39) определить допускаемое полезное напряжение [К]П.
10. Рассчитать окружную силу F1 по формуле (46).
11. По формуле (43) определить требуемое число ремней 
. При > 8 необходимо по табл.3 изменить выбранный тип ремней на больший профиль и таким образом снизить число ремней.
12. Рассчитать Fo, угол и Fs.
13. Определить все размеры шкивов.
При расчете поликлиновой передачи профиль ремня выбирают в зависимости от передаваемой мощности меньшего шкива Рх и его угловой скорости 
1 (рис.15).
Диаметр D1 выбирают по табл.10. Число клиньев определяют по формуле
где [z] — допускаемое число клиньев (см. табл. 4);
[Р]П = [P]0CaCpC1 Cz — допускаемая мощность, передаваемая одним клином, кВт;
[Р]о — допускаемая приведенная мощность для одного клина, кВт (см. табл. 6.10);
Са — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня (см. табл.7); Ср — коэффициент режима работы (см. табл.7); С1 — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня. Зависимость С, от отношения расчетной длины ремня L к исходной длине Zo
L/Lo …..0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4
Са.........0,85 0,91 0,96 1 1,03 1,06
Сг — коэффициент, зависящий от числа клиньев;
при z = 2÷3 Сг = 0,95;
при z = 4÷6 Сг = 0,9;
при z>6 Сг = 0,85.
Таблица 10. Значения [Р]о для поликлиновых ремней
| Обозначение сечения ремня | Диаметр меньшего шкива D1 мм | [P]0, кВт, при скорости ремня v, м/с | ||
| A (b0 = 710 мм) | 0,14 0,155 0,165 | 0,32 0,36 0,40 | 0,49 0,53 | |
| Л(b0= 1600 мм) | 0,39 0,45 0,50 | 0,79 0,97 1,12 | 1,30 | |
| М(b0 = 2240 мм) | 1,45 1,63 1,80 | 3,02 3,58 4,12 | 3,18 4,04 4,95 |
Пример 2. Рассчитать передачу клиновым ремнем нормального и узкого сечения, а также передачу поликлиновым ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя Р1 =5,2 кВт при п1 = 2880 мин-1. Передаточное число передачи u =4,03, Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Передача предназначена для эксплуатации в центральных районах страны.
Решение. 1. Выбор сечения ремня. Для передачи мощности Р1 = 5,2 кВт при n1 =2880 мин-1 можно принять ремни обычного качества:
а) клиновой ремень нормального сечения А, класс 1;
б) клиновой ремень узкого сечения SPZ, класс I;
в) поликлиновой ремень сечения К.
2. Выбор диаметра d1 меньшего шкива.
а) Вращающий момент на ведущем валу:
Т1 = 9550 Р1/n1 = 9550·5,2/2880 = 17,4 Нм.
б) Коэффициент Сp динамичности и режима работы при двухсменной работе: Ср = 1,1. Тогда Р1 ’= СpP1 = 1,1·5,2 = 5,72 кВт.
в) Диаметр d1 меньшего шкива выбираем для ремней сечений A, SPZ, К соответственно: d1 = 100 мм; d1 = 71 мм; d1 = 80 мм.
Для сравнения расчет передачи выполняем для всех трех типов ремней и результаты сводим в табл. 11.
Таблица 11 Результаты расчета передач клиновыми ремнями нормального и узкого сечений и поликлиновыми ремнем
| Определяемая величина | Результаты для ремней | ||
| А | SPZ | К | |
| Расчетный диаметр d1 меньшего шкива, мм | |||
| Высота h ремня, клина, мм | 2,35 | ||
Скорость ремня, м/с 
| 15,1 | 10,7 | 12,1 |
Расчетные диаметр d2 большего шкива, мм, при  = 0,015
| |||
| Принимаем d2 мм | |||
| Фактическое передаточное число uф | 4,06 | ||
Ориентировочное межосевое расстояние а, мм 
| |||
| Длина ремня Lp. мм | |||
| Принимаем Lp, мм, из стандартного ряда | |||
Частота пробегов ремня,  , с-1
| 9,4 | 10,6 | 10,8 |
| Допускаемая частота [ U ] пробегов ремня, с-1 | |||
| Номинальное межосевое расстояние аном мм | |||
| Угол обхвата ремнем меньшего шкив α1 град | 134,7 | 134,8 | 118,6 |
| Минимально допустимый угол обхвата [ α ]1 град | |||
| Минимальное межосевое расстояние аmin, при 0,98 Lp | |||
| Максимальное межосевое расстояние amax при 1,055 Lp | |||
| Допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем или одним клином [ P ]о, кВт | 2,07 | 2,0 | 0,43 |
| Базовая длина ремня Lо, мм | |||
| Поправочные коэффициенты: | |||
| а) коэффициент Са угла обхвата | 0,87 | 0,87 | 0,80 |
| б) при Lp /Lо | 0,94 | 0,7 | 1,58 |
| коэффициент CL длины ремня | 0,98 | 0,93 | 1,08 |
| в) коэффициент Сu передаточного числа | 1,14 | 1,14 | 1,14 |
Допускаемая мощность [ Р ], передаваемая одним ремнем или одним клином, кВт 
| 1,82 | 1.67 | 0,39 |
| Ориентировочное число z ремней или клиньев при Сz = 1 | 2,85 | 3,11 | 13,7 |
| Коэффициент Сz числа клиньев | 0,95 | 0,9 | 0,85 |
| Число z ремней или клиньев | |||
| Допускаемое число [ z ] ремней пли клиньев | |||
| Ширина шкива В, мм | |||
| Ресурс ремней Lh, ч при К1 = 2,5 и К2 = 1 | — | ||
| Сила предварительного натяжения ремней Fо, Н | |||
Сила Fn, Н, действующая на валы 
|
Сравнение результатов расчета показывает, что меньшие размеры имеет передача поликлиновым ремнем.
Дата добавления: 2015-09-11; просмотров: 114 | Поможем написать вашу работу | Нарушение авторских прав |