525

3.2.14. Определение площади поперечного сечения ремня

Sb Ft ,

F

где b – ширина ремня, мм; δ – толщина ремня, мм;

Ft – окружное усилие, передаваемое ремнем, Н;

Sb 2.12494 232.75 мм2.

3.2.15.Подбор размеров поперечного сечения ремня Ориентировочная толщина ремня при отношении

Ориентировочная ширина ремня при толщине δ=5мм.

Учитывая, что с уменьшением толщины долговечность ремня увеличивается, по табл. П.33 приложения принимаем прорезиненный ремень типа В без прослоек с числом прокладок Z=3 при толщине одной прокладки δ1=1,25 мм. Тогда толщина ремня будет равна 1 Z 1.25 3 3.75 мм. Ширину ремня принимаем b=63 мм. Действительное поперечное сечение ремня

S b 63 3.75 236.25 мм2.

3.2.16. Определение нагрузки на валы ременной передачи

Q 2 b 0 sin 21 Н,

где δ – толщина ремня, мм; b – ширина ремня, мм;

Ϭ0 – напряжение в ремне от предварительного напряжения, Н/мм2; для рези- но-тканевых ремней Ϭ0=1,8 Н/мм2, для плоских синтетических Ϭ0=5...10 Н/мм2;

α1 – угол обхвата на малом шкиве; Принимаем для прорезиненного ремня Ϭ0=1,8 Н/мм2, тогда

Qmax 2 63 3.75 1.8 sin 1672 845 Н.

Максимальное начальное натяжение с учетом последующего ослабления ремня принимаем а 1,5 раза больше;

Qmax 1.5Q 1.5 845 1267.5 Н.

3.2.17. Определение ширины обода шкива

При ширине ремня b=63 мм по табл. П35 приложения принимаем ширину обода шкива В=71 мм.

3.2.18. Определение долговечности ремня

31

где Ϭy – предел упругости ремня. Для плоских прорезиненных ремней Ϭy=7 Н/мм2;

СU – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность передачи. При U=1…4 CU=1…2;

ν – число пробегов ремня в секунду, 1/с;

Ϭmax – максимальное напряжение в ремне, Н/мм2,

где Ϭν – напряжение от предварительного натяжения ремня; ϬU – напряжение изгиба;

Ϭυ – напряжение в ремне от действующих центробежных сил.

Е – модуль упругости ремня. Для прорезиненных ремней Е=200 Н/мм2, Gυ= 2 10 6 Н/мм2,

ρ– плотность ремня, для кожаных и прорезиненных ремней ρ = 1200 кг/м3;

υ– скорость ремня.

Множитель 10-6 введен для того, чтобы выразить напряжение в размерности Н/мм2.

4. КЛИНОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА

4.1. Конструкции клиновых ремней

Методические советы. Обратить внимание, что ременная передача работает на использовании сил трения. Изучить кинематические, геометрические и силовые зависимости в ременной передаче. Тяговая способность ременной передачи и формула Эйлера. Напряжения в ремне. Скольжение и к.п.д. Расчет плоскоременных и клиноременных передач.

Клиноременная передача применяется при сравнительно малых межосевых расстояниях и больших передаточных числа. В таких условиях плоскоременная передача работает неудовлетворительно.

Клиновая форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом, повышая тем самым тяговую способность передачи. Значительное увеличение трения позволя-

32

ет сохранять нагрузочную способность клиноременной передачи при значительно меньшем угле обхвата по сравнению с плоскоременной передачей. Минимальный угол обхвата шкива в клиноременной передаче составляет αmin=120°.

Клиновые ремни изготавливают в виде замкнутой бесконечной линии. Для передачи общего назначения основные параметры кордшнуровых ремней определяют по ГОСТ 1284.1 - 89, ГОСТ 1284.2 - 89, а размеры шкивов - по ГОСТ 20889 - 88. Изготовляют семь типов клиноременных ремней, имеющих буквенное обозначение: О, А, Б, В, Г, Д, Е и отличающихся размерами поперечного сечения. Угол профиля ремней φ=40°. Допустимые скорости для ремней типа О, А, Б, В - [v] = 25 м/с, для клиновых ремней типа Г, Д, Е - [v] = 30 м/с.

Клиновые ремни изготавливают двух конструкций: кордтканевые и кордшнуровые. Для клиноременных передач со шкивами малых диаметров применяют ремни с гофрами.

Выпускают клиновые ремни с кордом из полиамидных волокон, которые применяют для тяжелых условий работы. Для обеспечения большей несущей способности и долговечности применяют клиновые ремни с кордом из стальных тросов. Эти ремни могут работать при скорости до 60 м/с.

Поликлиновые ремни по конструкции подобны клиновым. Это плоские ремни с продольными клиновыми выступами – ребрами на рабочей поверхности, входящими в клиновые канавки шкивов.

Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней – гибкость и клиновых – повышенную сцепляемость со шкивом. Поликлиновые передачи самые компактные из всех ременных передач и могут работать со скоростью до 40 м/с.

Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней позволяло определять допускаемую нагрузку для каждого типоразмера ремня, а расчет передачи свести к подбору типа числа ремней по таблицам или графикам.

4.2.Пример проектного расчета клиноременной передачи

4.2.1.Исходные данные

Мощность на ведущем валу Р1=5,9 кВт. Частота вращения ведущего вала n1=1440 мин-1.

Вращающий момент на ведущем валу Т1=40 Нм. Передаточное число передачи U=2,5.

Прочие данные: передача от электродвигателя к ленточному транспортеру; работа в одну смену с постоянной нагрузкой; расположение передачи горизонтальное; регулирование натяжения ремня периодическое.

4.2.2. Выбор сечения ремня По табл. П37 приложения при Т1=40 Нм рекомендуется ремень типа А с

размерами: b=13 мм; bp=11 мм; h = 8 мм; у0=2,8 мм; S = 81 мм2; Dmin=90 мм. 4.2.3. Определение диаметра ведущего шкива

33

Из соображения большей долговечности ремней и получения сравнительно небольших габаритов передачи по ГОСТ 17389-73 принимаем D1=125 мм табл. П39 приложения.

4.2.4. Определение диаметра ведомого шкива при коэффициенте упругого скольжения ε=0,01

D2 D1 U (1 ) 125 2.25(1 ) 309 мм;

По ГОСТ 17383-73 принимаем D2 =315 мм.

4.2.5. Уточнение передаточного числа с учетом упругого скольжения

Отклонение передаточного числа от заданного в процентах

U 2.545 2.5 100 1.77% , 2.545

что является допустимым.

4.2.6. Определение частоты вращения ведомого шкива с учетом упругого скольжения

4.2.9. Межосевое расстояние рекомендуется выбирать в следующем интер-

вале:

min 0.55(D1 D2 ) h1 ,max 2(D1 D2 ) ,

Ближайшая по стандарту длина ремня L=2000 мм.

34

4.2.11. Уточнение межосевого расстояния при принятой стандартной длине ремня

Для облегчения надевания ремней необходимо уменьшить межосевое расстояние на величину 0,01L , а для восстановления требуемого натяжения в процессе эксплуатации необходимо увеличить на 0,025L. Для расчетного случая необходимые перемещения:

1 0.01 2000 20 мм,

2 0.025 2000 50 мм.

4.2.12. Проверка ремней на долговечность по числу пробегов в секунду

,

L

где [ν] – допускаемое число пробегов ремня в секунду. для клиновых рем-

ней [ν] = 8…101/с;

9,42 4,7 1/с, что удовлетворяет условию долговечности по данному кри-

терию.

4.2.13. Определение угла обхвата на малом шкиве

Условие 1 120 выполняется.

4.2.14. Определение величины окружного усилия F0, передаваемого одним клиновым ремнем. Для ремней типа А при L0=1700 мм, D1=125 мм и υ=9,4 м/с по табл. П 38 приложения интерполированием:

4.2.15. Определение расчетного допускаемого окружного усилия, передаваемого одним клиновым ремнем

[F] = Fₒ∙Кα∙К L∙КP,

где Кα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата , определяется по формуле

Кα = 1 – 0,003∙( 180° – α ) = 1 – 0,003∙( 180° – 162,4°) = 0,95;

К L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, определяется по выражению

35

К L = ( 0,3 ∙ Lₒ / L) + 0,7 = ( 0,3∙ 1700 / 2000 ) + 0,7 = 0,96;

КP – коэффициент, учитывающий условия работы передачи, для заданных

Максимальное начальное напряжение ремня с учетом последующего ослаб-

ления Qmax 1.5 Q 1.5 960 1440 Н

4.2.18. Геометрические размеры шкивов определяют по табл. П39 приложе-

ния.

5.ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА

5.1.Область применения. Критерии работоспособности и расчета

Методические советы. Изучить принцип работы цепной передачи и типы применяемых приводных цепей. Какие силы действуют в цепной передаче и как происходит удар шарнира цепи о зуб звездочки. Обратить внимание на явление "всплывания" изношенной цепи, которое больше на большой звездочке. Практический расчет цепной передачи производится путем приведения ее к типовой передаче.

Достоинством цепной передачи по сравнению с ременной являются: отсутствие проскальзывания, компактность, меньшие нагрузки на валы и подшипника.

Цепные передачи применяют при больших межосевых расстояниях, когда зубчатые передачи невозможно использовать из-за громоздкости, а ременные передачи – в связи с требованиями компактности или постоянства передаточного числа.

Наиболее распространены цепные передачи с передачей мощности до 100 кВт при окружной скорости до 15м/с. Цепные передачи применяют в транспортных, сельскохозяйственных, строительных и других машинах.

По конструкции приводные цепи могут быть втулочными, роликовыми, зубчатыми и фасонно-звенными.

Основной геометрической характеристикой цепи являются шаг и ширина цепи, а основной силовой характеристикой цепи является разрушающая нагрузка. Основные показатели регламентируются по ГОСТ 13568-97 и ГОСТ 13552-81.

36

Стандартные цепи конструируют примерно равнопрочными по напряжениям во всех деталях. Это достигается соответствующим сочетанием размеров деталей цепи, их материалов и термообработки.

Для большинства условий работы цепных передач основной причиной потери работоспособности является износ шарниров цепи. Срок службы цепи по износу зависит от величины межосевого расстояния, числа зубьев малой звездочки, величины нагрузки или давления на шарнирах, условий смазки или величины коэффициента трения, износостойкости материала деталей цепи.

Решающее влияние на долговечность цепи по износу шарниров оказывает величина давления в шарнирах. Установлено, что влияние давления в шарнирах на долговечность цепи проявляется в степенной форме и значительно превышает влияние всех других факторов. Не менее существенное влияние на долговечность цепи оказывает смазка и агрессивность окружающей среды.

5.2.Пример проектного расчета цепной передачи

5.2.1.Исходные данные

Мощность на ведущем валу Р1=5,2 кВт. Частота вращения ведущего вала n1=45,8 мин-1.

Вращающий момент на ведущем валу Т1=11,2·105 Н·мм. Передаточное число U1=2.

Прочие данные: почти постоянная рабочая нагрузка; передача расположена горизонтально; натяжные цепи регулируются валом ведущей звездочки; смазка цепи периодическая; работа в одну смену.

5.2.2. Выбор типа цепи Для передачи заданной мощности выбираем роликовую цепь.

5.2.3. Определение числа зубьев звездочек

Минимальное число зубьев ведущей звездочки при u≤5 принимается [1,2]

Z1min 29 2 U.

Рекомендуется принимать для роликовых цепей

Z1 29 2 U 29 2 2 25 .

Принимаем Z1=27. Условие Z1≥Z1min соблюдается.

Тогда число зубьев ведомой звездочки Z2 Z1 U 27 2 54 .

5.2.4. Определение коэффициента, учитывающего условия эксплуатации и монтажа передачи

КЭ =Кg·Ка·КН·Крег·Ксм·КР,

где Кg – коэффициент динамичности нагрузки. При спокойной нагрузке Кg=1; при толчках Кg=1,25…1,5;

Ка – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния. При

25 Р , Ка=1,25; при αω=(30…50)Р, Ка =1; при αω=(60…80)Р, Ка =0,8;

37

КН – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи свыше 60° КН

=1,25;

Крег – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи; при периодическом регулировании Крег =1,25, при автоматическом регулировании

Крег=1;

Ксм – коэффициент, учитывающий способ смазки; при непрерывной смазке Ксм=0,8, при капельной Ксм=1, при периодической Ксм=1,3…1,5;

КР – коэффициент, учитывающий режим работы передачи; при односменной работе КР=1, при двухсменной КР=,25, при трехсменной

КР=1,5.

В соответствии с заданными условиями работы передачи принимаем: Кg

=1,1; Ка=1; КН=1; Крег=1,25; Ксм=1,3; КР=1; КЭ=1,1·1·1,25·1,3·1=1,79. 5.2.5. Определение шага цепи

Учитывая тихоходность передачи, ориентируемся предварительно на шаг цепи Р=31,75 мм и по табл. П44 приложения принимаем [Р]=34 Н/мм2

где Т1 – вращающий момент на валу ведущей звездочки, Н·мм; [Р] - допускаемое среднее давление в шарнирах цепи, Н/мм2; m – число рядов цепи.

Ориентируясь на однорядную цепь, принимаем m=1.

По ГОСТ 13568-73 табл. П42приложения принимаем цепь с шагом Р=38,1 мм разрушающей нагрузкой Q=127 кН; проекцией опорной поверхности шарнира Sоп=395 мм2; массой 1м цепи q=5,5 кг/м.

5.2.6. Проверка выбранной цепи по допустимой частоте вращения малой

5.2.9. Уточнение допускаемого среднего давления в шарнирах выбранной цепи По табл. П44 приложения с учетом поправки на число зубьев ведущей звез-

дочки определяем

[P]=31[1+0.01(Z1 -17)] = 31[1+0.01(27-17)] =30.56 Н/мм2.

5.2.10. Проверка цепи на износостойкость по среднему давлению в шарнирах

38

Р= Ft Кэ 6726 1,79 30,56 Н/мм2. Sоп 395

Условие Р≤[Р] выдерживается.

5.2.11.Определение межосевого расстояния Воспользуемся рекомендацией αω = (30…50)Р, [1,2]

αω = (30…50)38,1=1143…1905 мм.

Принимаем αω =1400 мм.

5.2.12.Определение числа звеньев цепи

Для обеспечения присвоения цепи полученное значение межосевого расстояния следует уменьшить на 0,4 %:

∆αω =1401·0,004=5,6 мм.

Окончательно принимаем αω=1395 мм.

5.2.14. Определение напряжения ведущей ветви

S1 = Ft ·Kg+Fυ+Ff Н,

где Ft – окружное усилие, Н;

Kg – коэффициент динамичности нагрузки; Fυ – центральная нагрузка на цепь, Н;

Ff - усилие от провисания цепи, Н;

Fυ=9,81·q·υ2 =9,81·5,5·0,7852 =33,2 Н; Ff =9,81· Кf ·q·αω, Н,

где Кf – коэффициент провисания, зависящий от расположения и степени провисания цепи. При горизонтальном расположении Кf=6; под углом 40° к горизонту Кf=3; при вертикальном расположении передачи Кf =1;

Ff =9,81·65,5·1,395=451,6Н. S1 =6726·1,1+33,2+451,6=7211.

5.2.15.Проверка цепи на прочность

Коэффициент запаса прочности будет равен n= Q 127 103 17.6 ,

S1 7211

что больше нормативного значения для выбранной цепи [n]=7,5, определенного по табл.П.46 приложения.

39

5.2.16.Определение силы давления на вал цепной передачи со стороны звез-

дочки

Qв = Ft+2Ff=6726+2·451.6=7629.2Н.

5.2.17.Определение геометрических размеров звездочек

где d1 – диаметр ролика цепи.

40