Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи

Долговечность передачи. Основной причиной выхода из строя ре­менной передачи является низкая долговечность ремней.

Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие:

- изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попа­дания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования;

- перегрев (по тем же причинам) и снижение при этом физико-меха­нических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву;

- усталостное разрушение в результате циклических деформаций (из­гиб 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 про­ектирование с учетом прочности рассмотрено ниже.

Критерии работоспособности ременных передач:

- полное использование тяговой способности ремня при отсутствии бук­сования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом;

- долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические па­раметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварийность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надеж­ность 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 обеспече­ния передачи максимальной полезной окружной силы F _max = F_t, без пробук­совки необходимо, чтобы F_tA = К_о, для приведенных условий работы передачи или F_t /A = [К]_п — для передачи, не ограниченной этими условиями.

Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения [К]_П определяются с учетом табл.1, 6, 7. Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сече­ния ремня:

(42)

где и b — толщина и ширина ремня.

Расчет на долговечность.

В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные на­пряжения (см. рис.13). При многократном действии переменных напря­жений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщи­ны, 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

, (43)

где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; v — скорость рем­ня, 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 долговеч­ность ремня (около 3000—5000 ч).

Последовательность проектировочного расчета плоскоременных пе­редач.

Для проектного расчета задают мощность N₁ в кВт, частоту вращения ω ₁ в рад/с, передаточное отношение i. Определяют d₁ и 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 вы­бранного типа ремня (см. табл.1).

Если v > [и], то диаметр шкива D₁ необходимо изменить.

4. Определить диаметр большого шкива D₂ и округлить его значение по табл.2 до ближайшего стандартного.

5. Уточнить передаточное число передачи [формула (10)]. При незна­чительном отклонении передаточного числа и (до 5%) диаметры шкивов D₁ и D₂ можно 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 на­пряжение [К]_П [формула (39)], для чего с учетом табл.1 определяют до­пускаемое приведенное полезное напряжение К_о, а из табл.7 — попра­вочные коэффициенты С_а, С_р, С_о, С_v.

11. Рассчитать окружную силу передачи по формуле

или (44)

12. По окружной силе F_t выбранной толщине ремня и допускаемому полезному напряжению [К]_П определить ширину ремня b [формула (40)]. Полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного (см. табл.1).

13. Рассчитать силу предварительного натяжения ремня F_o [формула (16)]. По формуле (7) определить угол , после чего найти нагрузку на валы и опоры F_s [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 = 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 = 9550 Р₁ / n₁ =9550·5,2/2880 = 17,24 Нм.

б) Ориентировочное значение диаметра меньшего шкива по формуле (10.15)

По стандарту принимаем d₁ = 140 мм.

в) Скорость ремня

v = d₁n₁ /60000 = ·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 =0,015

d₂ = ud₁ (l – ) = 4,03·140(1 - 0,015) = 556 мм.

По стандарту принимаем d₂ = 560 мм.

4. Фактическое передаточное число

u_ф = d₂ /[ d₁ (l – )] = 560/[140·(1 - 0,015)] = 4,06.

5. Расчетная длина L_p ремня. Ориентировочное межосевое расстояние

a >1,5(d₁+d₂) = 1,5·(560 + 140) = 1050 мм.

Тогда длина ремня

L_p = 2a + 0,5 (d₁+d₂)+0,25(d₂ – d₁)²/ a =2·1050 + 0,5· ·(560 + 140) + 0,25·(560- 140)/1050 = 3241 мм.

Принимаем из нормального ряда размеров L_p = 3400 мм.

6. Частота пробегов ремня

U = v / L_p = 21,1/3,4 = 6,2 c^-1,

что допустимо: U < 10 с^-1.

7. Окончательно межосевое расстояние

8. Угол обхвата ремнем меньшего шкива

а ₁ = 180° - 57⁰(d₂ – d₁)/a = 180° - 57°(560 – 140)/1130 = 158,8°,

что допустимо: а ₁ > 150°.

9. Окружная сила, передаваемая ремнем,

F_t = 2·10³ T₁ / d₁ = 2·10³·17,24/140 = 246 Н.

10. Ширина ремня.

а) Допускаемая приведенная удельная сила: [ р ] ₀ = 3 Н/мм.

б) Поправочные коэффициенты: С_θ = 1,0; С_a = 0,94; С_v = 0,86; С_р = 1,1 — при двухсменной работе.

в) Допускаемая удельная сила

[ p ] = [ р ] ₀С_θС_aС_υ/С_р = 3·1,0·0,94·0,86/1,1 = 2,2 Н/мм.

г) Ширина ремня

b > F_t/ (i [ p ]) = 246/(3·2,2) = 37,2 мм.

Принимаем b = 40 мм.

11. Ширина шкива: В =1,1 b +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

F_n = 2 F₀ sin( /2)= 2·240·sin(158,8^о/2) = 472 Н.