Главная

Популярная публикация

Научная публикация

Случайная публикация

Обратная связь

ТОР 5 статей:

Методические подходы к анализу финансового состояния предприятия

Проблема периодизации русской литературы ХХ века. Краткая характеристика второй половины ХХ века

Ценовые и неценовые факторы

Характеристика шлифовальных кругов и ее маркировка

Служебные части речи. Предлог. Союз. Частицы

КАТЕГОРИИ:






Расчет ременной передачи




 

Ременные передачи находят применение лишь в приводах главного движения станков. В приводах подач эти передачи не находят применения, так как не обеспечивают высокой точности передачи движения.

В металлорежущих станках применяются плоскоременные и клиноременные передачи, реже применяются передачи с зубчатыми ремнями.

Окружные скорости на шкивах определяют по формулам:

, м/с,

где υ 1 и υ 2 - окружные скорости на ведущем и ведомом шкивах;

- d 1 и d 2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм;

- n 1 и n 2 - частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, об/мин.

В ременных передачах имеет место упругое скольжение, поэтому окружную скорость ведомого вала определяют по формуле:

, м/с,

где x - коэффициент упругого скольжения.

Рекомендуемые значения x для ремней:

- прорезиненные и текстильные 0,01;

- кожаные 0,015;

- кордтканевые клиновые 0,02;

- кордшнуровые 0,01.

Передаточное число передачи определяется по формуле:

;

Диаметр ведущего шкива клиноременной передачи определяется по формуле:

, мм

где С – коэффициент пропорциональности:

- С =38…42 для ремней нормального сечения;

- С =20 для ремней узкого сечения;

- С =30 для поликлиновых ремней.

- Т 1 – вращающий момент на ведущем шкиве, Н×м.

Значение d1 выбирают из стандартного ряда: 63, 71,80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 мм.

Межосевое расстояние aw предварительно вычисляют по формулам:

aw min= 0,55×(d1 + d2) + T 0, мм

где T 0 высота ремня, мм (см. табл. 4.1).

aw max= 2×(d1 + d2), мм

Межосевое расстояние выбирается предварительно в диапазоне между aw minи aw max.

 

Таблица 4.1

Размеры и масса 1 м клиновых ремней по ГОСТ 1284.1—80(см. рис. 4.1)

Сечение lp, мм W, мм T 0, мм A, мм2 q, кг/м L р, мм T 1Н×м d min, мм
Z(O) 8,5       0,06 400 2500 До 30  
А(А)         0,10 560 4000 15 60  
В(Б)     10,5   0,18 800 6300 50 150  
С(В)     13,5   0,30 1800 10000 120 600  
D(0         0,60 3150 14000 450 2400  
Е(Д)     23,5   0,90 4500 18000 1600 6000  
ЕО(Е)         1,52 6300 18000 Свыше 2500  

Примечание - Ряд предпочтительных расчетных длин L р, мм: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000, 16000, 18000.

Длина ремня (без учета провисания):

Lp=2×aw + 0,5·×π·(d1+d2)+(d2- d1)2/(4×aw).

Расчетная длина ремня округляется до большей предпочтительной длины.

После выбора длины ремня производится уточненный расчет межосевого расстояния:

Угол обхвата в ременной передаче с двумя шкивами определяется по формуле:

,

где знак «плюс» для большого шкива d2, «минус» для малого шкива d1.

Окружная сила на шкивах (полезная нагрузка ремня):

Ft = 2× T/d, или Ft = P / υ, Н,

где Р —передаваемая мощность, Вт.

Ft=F1-F2,

где F1 и F2 - натяжение ведущей и ведомой ветвей (без учета центробежных сил).

где F0 - предварительное натяжение ремня

,

где e =2,718 - основание натуральных логарифмов;

- f - коэффициент трения (табл. 4.2);

- a - угол обхвата на малом шкиве.

Напряжения в работающем ремне складываются из: растягивающих напряжений s 0 от предварительного натяжения, напряжений от передаваемого окружного усилия s 1, напряжений от центробежных сил s ц и напряжений изгиба s и.

 

Таблица 4.2

 

Значения коэффициентов трения f, между ремнем и шкивом

 

Вид ремня Материал шкива
Сталь Чугун Чугун промасленный
Кожаный 0,40 0,40 0,20
Хлопчатобумажный шитый 0,20 0,20 0,10
Хлопчатобумажный тканный 0,22 0,22 0,10
Прорезиненный 0,30 0,30 -

Примечание - Для клиноременной передачи вместо коэффициента трения f принимается приведенный коэффициент трения:

,

где j - угол канавки шкива (340 - 400).

Для среднего значения j:

f¢ = 3f

 

 

Таблица 4.3

Модуль упругости ремня Е

Виды ремней Кожаные Прорезиненные и текстильные Клиновые кордтка-невые Клиновые кордшну-ровые Капроновые
МПа 150...250 300...350 250...400 500...600 500...350

 

Растягивающие напряжения s0 находятся по формуле:

, МПа,

где А - площадь поперечного сечения (см. табл. 4.1), мм2.

Напряжение s0 является важнейшим фактором, определяющим тяговую способность передачи. Для обеспечения оптимальных условий работы передачи рекомендуется принимать s0:

- для плоских ремней s 0 - 1,8, МПа;

- для клиновых ремней s 0 - 1,2 - 1,5, МПа;

- для ремней из капрона s 0 - 3,0 - 4,0, МПа.

Напряжение от передаваемого окружного усилия s 1:

, МПа.

Напряжение s 1 оказывает влияние на долговечность ремня примерно в той же мере, как и s 0 .

Напряжение от центробежных сил sц:

, МПа;

где υ скорость ремня, м/с;

- r - плотность ремня, г/см3.

Для прорезиненных и клиновых ремней r =1,1...1,2 г/см3; для хлопчатобумажных r = 0,9...1,0 г/см3; для кожаных r = 1,0...1,1 г/см3 .

Напряжение изгиба sи:

, МПа,

где у — расстояние от крайних волокон несущего слоя до нейтральной линии ремня;

- Е - модуль упругости (табл. 4.3).

Напряжение изгиба оказывает преимущественное влияние на долговечность ремня и усталостное разрушение.

Наибольшее суммарное напряжение

.

Основные параметры клиновых кордшнуровых ремней: форму и размеры поперечного сечения, длину определяют в соответствии с ГОСТ 1284.1—89, ГОСТ 1284.2—89, а размеры шкивов — по ГОСТ 20889-88. Сечение ремня выбирают в зависимости от передаваемого момента (табл. 4.1).

Допускаемое полезное напряжение в ремне установлено на основе экспериментальных кривых скольжения.

Полезное допустимое напряжение для ремня, работающего в условиях опыта:

,?

где y к - критическое значение коэффициента тяги (по табл. 4.4).

Реальные условия работы ременной передачи отличаются от опытных. Поэтому расчетное полезное напряжение в заданных условиях будет:

 

,?,

где С 0 - коэффициент, учитывающий условия натяжения ремня и расположение передачи. Для передач с натяжением ремня грузом или пружиной С 0=1. Для передач с периодическим натяжением ремня при угле наклона линии центров к горизонту 0 - 600 С 0=1, при 60 - 800 С 0=0,9, при 80 - 900 С 0=0,8.

- C a - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. табл.4.5).

- Cυ - скоростной коэффициент, вводимый для передач без автоматического регулирования натяжения ремня (пружиной или грузом) и учитывающий ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежных сил (см. табл.4.6).

- C р - коэффициент, учитывающий режим работы: при спокойной нагрузке и односменной работе С р=1; при умеренных колебаниях С р =0,9; при значительных колебаниях С р = 0,8. При двухсменной работе значение С р следует уменьшить на 0,1, при трехсменной — на 0,2.

Определение необходимого числа ремней:

Принимая во внимание, что во многоручьевых передачах нагрузка распределяется неравномерно, окончательно количество ремней:

.

где Сz — коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте, выбирают из следующих соотношений:

Число ремней в комплекте: 2…3 4...6 более 6

С z: 0,95 0,90 0,85

 

Чаще всего проектный расчет ременной передачи выполняется по допустимой мощности, передаваемой одним ремнем.

 

 

Pр = P0×Cα×CL×Cu×Cp, кВт,

 

где Р0 номинальная мощность передачи с одним ремнем, кВт (см. приложение, табл. 8);

- CL —коэффициент, учитывающий длину ремня:

,

где Lр0 базовая длина клинового ремня (см. приложение, табл. 8).

 

Значения коэффициента Си выбирают из следующих соотношений:

и 1 1,1 1,2 1,4 1,8 свыше 2,5

Си 1 1,04 1,07 1,1 1,12 1,14

 

Мощность передачи Рр с одним ремнем при работе на двух шкивах рассчитывается по шкиву с меньшим диаметром, при работе на трех и более — по ведущему шкиву с дополнительной проверкой для ведомых с меньшим диаметром и углом обхвата.

Число ремней z в передаче для обеспечения среднего ресурса эксплуатации определяют по формуле:

где Р 1— передаваемая мощность на ведущем валу, кВт.

 

Таблица 4.4

Значение критического коэффициента тяги y к

 

Ремень Кожаный Прорезиненный Хлопчатобумажный Клиновой
y к 0,6 0,5 0,5 0,7...0,9
1,35...1,5 1,15...1,3 1,25...1,4 1,5...1,6

 

 

Таблица 4.5

Коэффициент С a угла обхвата

 

Ремень Угол обхвата a
                             
Плос- кий         0,82 0,85 0,88 0,91 0,94 0,97 1,00 1,05 1,10 1,12 1,15
Клино- вой 0,62 0,68 0,74 0,78 0,83 0,86 0,89 0,92 0,95 0,98 1,00 - - - -

 

Таблица 4.6

Скоростной коэффициент Cυ

 

Ремень Скорость ремня м/c
             
Обыкновенный плоский 1,04 1,03 1,00 0,95 0,88 0,79 0,68
Плоский быстроходный синтетический - - 1,00 0,99 0,97 0,95 0,92
Клиновой 1,05 1,04 1,00 0,94 0,85 0,74 0,60

 

Шкивы клиноременных передач выполняют с канавками, профиль которых регламентирован ГОСТ 20898—80 (см. приложение, табл. 9). Конструкции шкивов определены ГОСТ 20889—80...ГОСТ 20894—80. Длина ступицы l, диаметр ступицы dст, толщина диска С, толщина обода δ1 шкива могут быть определены по ориентировочным зависимостям: l≈(l,6...1,8dB; dст ≈(1,5...2)· dB; C≈8... 14 мм; δ1≈6...10 мм, где dB — диаметр расточки шкива (диаметр вала).

Пример расчета клиноременной передачи.

Исходные данные: мощность на ведущем валу, Р 1=15 кВт; передаваемый момент, Т 1=125 Н·м; частота вращения, n 1=2900 мин-1.

По табл. 4.1. в зависимости от передаваемой мощности назначают сечение ремня В по ГОСТ 1284-1-80.

Диаметр малого шкива предварительно d 1 = 250 мм.

Расчетное значение диаметра большего шкива по формуле:

d Р2 = 250 × 1 × (1 – 0,02) =245, мм.

Тогда фактическое передаточное число будет равно:

Окружная скорость на шкиве:

, м/с

 

Для предварительного определения межосевого расстояния используют зависимости:

, мм;

, мм.

Предварительно конструктивно назначают a W = 900 мм.

При предварительно выбранном межосевом расстоянии a W, определяют расчетную длину ремня:

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 полученное расчетное значение длины округляется до ближайшего числа из ряда стандартных длин ремней. Окончательно принимаем L Р = 2800 мм.

Находим межосевое расстояние, при окончательно установленной по ГОСТ 1284.1-80 длине ремня:

Угол обхвата малого шкива определяется по формуле:

a = 180° – 60°×(250 – 245)/ 1011 = 179,7°

Для успешной работы клиноременной передачи принимают: [a] ³ 120°.

Расчетную мощность, передаваемую одним ремнем, определяем по формуле:

Pp = Po×Ca×CL×Cu ·Cp, кВт,

где Р р – мощность, передаваемая одним ремнём в условиях типовой передачи (по табл.4.7), Р 0 = 9,05 кВт;

- C a – коэффициент угла обхвата, Ca = 0,99;

- C L – коэффициент длины ремня,

- C u – коэффициент передаточного отношения, CU = 1;

- С р – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы, СP = 0,9

(при 2-х сменной работе и спокойной нагрузке, легкий режим).

Таким образом:

P p = 9,05×0,99×0,96×1·0,9 = 7,74 кВт.

Расчётное число ремней в передаче для обеспечения среднего ресурса эксплуатации по ГОСТ 1284-3-80 определяется по формуле:

? где формула

C Z – коэффициент числа ремней при Z = 0,95.

Таким образом:

Окончательно Z = 3 ремня.

4.3. Проектный расчёт зубчатых передач

 

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев зубчатых колес, определяется, в основном, твердостью материала. Поэтому выполняется проектный расчет передач на контактную выносливость зубьев, на основании которого определяются межосевые расстояния и модули зубьев зубчатых колес.

Расчет сводится к выполнению условия, по которому контактные напряжения зубьев не должны превышать допускаемые.

Расчетная формула для нахождения контактных напряжений:

; МПа,

где - коэффициент, учитывающий форму соприкасающихся поверхностей при угле зацепления a=200 Z н=1,76;

- коэффициент учитывающий механические свойства материала колес, для стальных колес Z м =274 МПа1/2;

- Z e - коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцевого перекрытия ea. В обычных проверочных расчетах Z e» 1 (что соответствует ea= 1,6);

- w t - удельная нагрузка, H/мм?;

- d 1 - диаметр начальной окружности?;

- u – передаточное отношение, u=ω12. Знак «плюс» для наружного, «минус» - для внутреннего зацепления.

Приведенную выше формулу можно представить в следующем виде:

,?,

где М 2 – вращающий момент на ведомом колесе, Н·м;

- ψ ba - коэффициент ширины yba = bw / aw, его можно принимать в пределах 0,25...0,4 для неподвижных колес и 0,1...0,2 - для передвижных колес коробок скоростей;

- К Нβ – коэффициент концентрации нагрузки;

- К Н v – коэффициент динамической нагрузки.

При проектировании новой передачи задаются отношением ширины колес к межосевому расстоянию и определяют межосевое расстояние:

, м,

где коэффициент Ка для прямозубых колес принимается 49,5 МПа1/3;

- К Нβ – при проектном расчете принимается, К Нβ =1,1…1,2 (меньшее значение при твердости материала колес НВ≤350, большее при НВ>350).

Допускаемое контактное напряжение [ σ H] для прямозубой передачи считается по формуле

МПа,

где σ H lim b – предел контактной выносливости;

- К HL – коэффициент долговечности, К HL = 1,1…1,8;

- [ S H] – коэффициент безопасности, [ S H] = 1,1¸1,2;

- σ H lim b и [ S H] приведены в табл.10 (см. приложение).

Расчетный модуль зубчатой передачи находится по формуле:

, мм

Фактическое значение модуля выбирают из стандартных значений путем округления до ближайшего большего значения.

Основные геометрические параметры зубчатых колес определяются по формулам:

- делительный диаметр, мм:

d = m × z;

- диаметр окружности вершин зубьев, мм:

da = d1 + 2×m;

- диаметр окружности впадин зубьев, мм:

df = d – 2,5×m;

- рабочая ширина зубчатого венца, мм:

bр = (6…8)×m:

- для быстроходных ступеней:

bp = 6×m;

- для тихоходных ступеней:

bp = 7×m;

- полная ширина венца:

b = bp+4, мм.

 






Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском:

vikidalka.ru - 2015-2024 год. Все права принадлежат их авторам! Нарушение авторских прав | Нарушение персональных данных