Главная | О нас | Обратная связь Автоматизация Автостроение Антропология Археология Архитектура Астрономия Предпринимательство Биология Биотехнология Ботаника Бухгалтерский учет Генетика География Геология Государство Демография Деревообработка Журналистика и СМИ Зоология Изобретательство Иностранные языки Информатика Информационные системы Искусство История Кинематография Кораблестроение Кулинария Культура Лексикология Литература Логика Маркетинг Математика Математический анализ Материаловедение Машиностроение Медицина Менеджмент Металлургия Метрология Механика ОБЖ Охрана Труда Педагогика Политология Правоотношение Программирование Производство Промышленность Психология Радио Разное Социология Спорт Статистика Строительство Теология Технологии Туризм Усадьба Физика Физиология Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электротехника Допускаемая окружная сила одного 2019-10-11 201 Обсуждений (0) Допускаемая окружная сила одного 0.00 из 5.00 0 оценок Скачать документ Ременные передачи   Исходные данные для расчетов Для сравнимости результатов при анализе решений расчеты различных типов ременных передач произведены для одних и тех же исходных данных: 1) номинальная мощность привода винтового конвейера Pnom = 2,9 кВт; 2) частота вращения ведущего шкива (вала двигателя) n1 = 950 мин – 1; 3) передаточное число i = 1,6; 4) ограничения: а) по условиям компоновки: номинальное межцентровое расстояние аnom = 500 ± 60 мм; угол наклона передачи ψ = 250; высота редуктора H = 450 мм; б) по режиму работы: значительные колебания нагрузки, кратковременная пусковая перегрузка до 200 % от номинальной; работа двухсменная. Общие параметры при расчетах 1) Общая расчетная схема для всех типов передач приведена на рис. 1.1. 2) Согласно P ¢дв = Pnom, где P ¢дв– потребная мощность двигателя – и n1= 950 мин– 1 принят электродвигатель АИР 112МА6У3 (Pдв = 3 кВт), у которого габарит d30 = 246 мм (рис. 1.1). Диаметры шкивов по условиям компоновки должны быть: d1 ≤ d30, d2 ≤ H                   (1.1) 3) По табл. П8 режим работы – тяжелый, коэффициент динамичности нагрузки и режима работы Cp = 1,3. 4) Номинальный вращающий момент T1nom = 9550·2,9 / 950 = 29,2 H·м. Расчетная передаваемая мощность P = PnomСp = 2,9·1,3 = 3,77 кВт. (1.2) Расчетный передаваемый момент T1 = 9550·3,77 / 950 = 37,9 H·м. (1.3)   Расчет плоскоременной передачи   Последовательность и результаты расчета передач с синте-ическим и прорезиненным кордшнуровым ремнями оформлены в виде табл. 2.1.   Рис. 1.1. Расчетная схема ременной передачи Анализ результатов расчета по табл. 2.1: 1) Для передачи мощности P = 3,77 кВт при n1 = 950 мин– 1 плоские прорезиненные ремни не годятся, так как требуется b¢ = 156…71,8 мм при d1 = 140…200 мм, а изготавливают ремни только до b max = 60 мм (табл. П2). Если принять b = 60 мм, то для передачи наименьшей величины Ft = 379 H (п. 12 табл. 2.1) потребуется [p] » [p0] » 379 / 60 = 6,3 Н/мм. Это может быть выполнено (табл. 2 части I) при d1 = 224 и 250 (≈ d30) мм, σ0 = 2 МПа и [p0] = 6,5 Н/мм. Пересчет на данные размеры d1 приведен в табл. 2.1, начиная с п. 18. 2) При использовании синтетического ремня толщиной 1,0 мм вариант с d1 = 100 мм неудовлетворителен, так как расчетная ширина b ¢ = 90,1 мм должна быть округлена до ближайшей большей b = 100 мм (табл. П1), но тогда длина Lp = 1400 мм не удовлетворяет Lp min = 1500 мм при b = 100 мм. 3) Сравнивая результаты при b = 60 мм (для вариантов d1 = 160 и 224 мм), видим, что в передаче с прорезиненным ремнем габариты по диаметрам и частота пробега ремня увеличились в 1,4 раза   Таблица 2.1 – Формуляр расчета плоскоременных передач Параметры Результаты расчета для ремней Примечание Наименование источник синтетического прорезиненного 1. Толщина ремня δ, мм табл. П1, П2 1,0 2,8   2. Диаметр шкива d ¢1, мм формула (2)* 174…206   3. Отношение d ¢1 / δ стр. 8 (ч.I) ** 174…206 > 100 62…74 > 50   4. Диаметр d1, мм ГОСТ 17383 – 73 100 160 180 140 180 200 Принято d1 < d30 5. Диаметр d ¢2, мм (3) 158 253 285 222 285 316 ξ = 0,01 d2, мм ГОСТ 17383 – 73 160 250 280 224 280 315 d2 < H 6. Фактическое i (4) 1,62 1,58 1,57 1,62 1,57 1,59   7. Скорость ремня v, м / c πd1n1 / 60000 4,97 7,96 8,95 6,96 8,95 9,95 < [35] 8. Угол обхвата a, град (7) 173,16 169,74 168,6 170,42 168,6 166,9 > [1500 ] 9. Расчетная длина ремня L¢p, мм (10) 1410 1648 1728 1575 1728 1816 а¢ = 500 Lp, мм стандарт 1400 1600 1800 1600 1800 1800 R20 10. Частота пробегов μ, с – 1 (49) 3,6 5 5 4,4 5 5,5 < [15] 11. Межцентровое расстояние аnom, мм (14) 495 476 536 512 536 492 [440 ÷ 560] 12. Передаваемая окружная сила Ft, H (17) 759 474 421 542 421 379   13. Предварительное напряжение σ0, МПа табл. 2 (ч.I) 7,5 7,5 7,5 2 2 2   14. Допускаемая удельная окружная сила [p0], Н / мм табл. 2 (ч.I) 8,5 8,5 8,5 3,5 4,5 5,5   15. Коэффициенты: C0 стр. 11 (ч.I) 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 y = 250 Cα (19) 0,98 0,97 0,97 0,97 0,97 0,96   Cv (20) 1,01 1,0 1,0 1,02 1,01 1,0                     16. Допускаемая сила [p] в условиях эксплуатации, Н / мм (18) 8,42 8,25 8,25 3,47 4,41 5,28   17. Расчетная ширина ремня b ', мм (21) 90,1 57,5 51 156 95,5 71,8   округление b, мм Табл.П1, П2 - 60 60 - - -   18. Пересчет передачи с прорезиненным ремнем   d1, мм   224 250   на d1 = 224 и 250 мм   d2, мм   355 400 < H = 450     i   1,6 1,62       v, м / с   11,14 12,44 < [25 м / с]     a, град   165,07 162,9 > [1500 ]     L ¢p, мм   1918 2032 а' = 500     Lp, мм   2000 2000       m, с – 1   5,57 6,2 < [15 с – 1]     аnom, мм   541 484 [440 ÷ 560]     Ft, H   338 303       Cα   0,96 0,95       Cv   0,99 0,98       [p], Н / мм   6,18 6,05       b', мм   54,7 50,08       b, мм   60 50                                   4) Если в техническом задании на проект вид ремня задан, то следует, исходя из результатов расчета, отдать предпочтение вариантам: а) синтетический ремень; d1 = 160 мм; d2 = 250 мм; μ = 5 с – 1; b = 60 мм; Lp = 1600 мм; б) прорезиненный кордшнуровой ремень d1 = 224 мм; d2 = 355 мм; μ = 5,57с – 1; b = 60 мм; Lp = 2000 мм. 5) Если вид плоского ремня не задан, то преимущество имеет синтетический ремень по п. 4а. Расчет клиноременных передач   Для клинового ремня нормального сечения по величинам P = 3,77 кВт, T1 = 37,9 H·м, n1 = 950 мин –1, пользуясь рис. П1 и табл. П4, выбираем сечения А и В(Б). Назначаем класс ремня II. Для узкого ремня (табл. П4) – сечение SPZ (УО), для поликлинового ремня (табл. П6) – сечение Л. Размеры сечений кордшнуровых ремней даны в табл. 3.1.   Таблица 3.1 – Размеры выбранных сечений ремней и параметры передач (см. рис. 1, ч.I) Параметры	Сечение ремня
А	В(Б)	SPZ(УО)	Л
1. WP, мм	11	14	8,5	P = 4,8 мм
2. W, мм	13	17	10	H = 9,5 мм
3. T, мм	8	11	8	H = 4,68 мм
4. y0, мм	2,8	4,0	2
5. А, мм2	81	138	56
6. mп, кг/м	0,1	0,18	0,084	0,045 *
7. d1 min, мм	90	125	63	80

Формула (6) может быть представлена как 0,7d₁(1 + i) < а < 2d₁(1 + i).

Отсюда при i = 1,6 и а = 500 мм рекомендуемый d ^'₁ находится в пределах

135 < d₁ < 385 мм. Заданное ограничение (d₁ ≤ d₃₀ = 246 мм) уменьшает интервал до 135 < d₁ < 246 мм. Округляя d¢₁по ГОСТ Р 50641 – 94, получим 140 £ d₁ £ 224 мм. Тогда d₂ = id₁ дает 224 £ d₂ £ 355 мм, что находится в пределах ограничения H = 450 мм.

Для сравнительного расчета выбираем шкивы с диаметрами:

d₁, мм ……. 140 160 200 224

d₂, мм ……. 224 250 315 355.

Для тяжелого режима работы долговечность ремней в эксплуатации (табл. П3)

T_P = T_P(ср)К₁К_2, где К₁ = 0,5 – коэффициент режима работы; К₂ = 1 – коэффициент климатических условий; T_P(ср) = 2500 ч (II класс) – ресурс ремней при среднем режиме и T_P = 2500·0,5·1 = 1250 часов. Гарантированный ресурс изготовителя при этом – 300 ч.

При расчете на долговечность было принято: E = 100 МПа, m = 8, σ_у = 9 МПа; N_оц = 2·10 ⁶ – наработка клиновых ремней II класса с передачей мощности (табл. П3).

Общие расчетные параметры, независящие от вида ремня, представлены в табл. 3.2.

Продолжение расчета, специфического для ремней нормального сечения, – в табл. 3.3.

Анализ результатов расчета по табл. 3.3.

1) Для ремней класса II сечения А, начиная с d₁ = 180 мм и выше (рис. П3)

Р₀ не зависит от диаметра шкива и не влияет на количество ремней. То же для сечения В(Б), начиная с d₁ = 280 мм и выше.

2) Отношение L_h / T_P ≥ 1 показывает, что данные варианты параметров обеспечивают требуемую эксплутационную долговечность T_P = 1250 часов.

Ремни сечения А удовлетворяют этому условию для всех выбранных d₁, сечения В(Б) – только для d₁ = 224 мм.

По условию долговечности для дальнейшего анализа оставляем ремни сечения А.

3) При d₁ = 140 и 160 мм количество ремней сечения А одинаково

(К = 3), но долговечность при d₁ = 160 мм (L_h = 5110 ч) в 2,38 раза выше, чем при d₁ = 140 мм (при разности диаметров всего 20 мм). Во столько же раз уменьшается вероятность замены комплекта ремней в работе при d₁ = 160 мм. При d₁ = 200 мм (L_h = 5360 ч), долговечность увеличивается несущественно, но растут габариты передачи.

4) Исходя из анализа результатов расчета при соблюдении всех наложенных ограничений, окончательно выбираем передачу с параметрами:

РЕМЕНЬ А – 1600 II ГОСТ 1284.1 – 89; d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм, i = 1,58, v =

8 м/с, α = 169,7 ⁰, μ = 5 с ^–1, а_nom = 476 мм, ∆ = 80 мм, К = 3, F₀ = 119 H, F_вx = 644 H, F_вy = 300 H, L_h = 5110 ч, L_h / T_P = 4,09.

Общие расчетные параметры передач с узкими и поликлино-выми ремнями приведены в табл. 3.1 и 3.2.

Продолжение специфики расчета этих передач оформлено в табл. 3.4.

Анализ результатов расчета по табл. 3.4.

Таблица 3.2 – Формуляр расчета общих параметров клиноременных передач

Таблица 3.3 – Продолжение расчета (табл. 3.2) передачи с клиновыми ремнями нормального сечения А и В(Б)

Таблица 3.4 – Продолжение расчета (табл. 3.2) передач с узким ремнем SPZ (УО) и поликлиновым сечения Л

1) Для узких ремней SPZ(УО) рекомендуемые d₁ ограничены (рис. П6) 180 мм. При увеличении диаметров свыше 180 мм передаваемая мощность одним ремнем P₀ не изменяется. Поэтому в табл. 3.4 вариант с d₁ = 224 мм для SPZ(УО) не рассматривается.

2) Количество К ремней SPZ(УО) при d₁ = 140 и 160 мм равно 2. При d₁ = 200 мм К = 1, но σ_max = 10,64 МПа превосходит предел выносливости σ_у =

9 МПа, что по условиям работоспособности недопустимо.

3) Выбираем передачу с узкими ремнями SPZ (УО):

РЕМЕНЬ SPZ(УО) – 1600 ТУ 38–40534 – 75; К = 2, d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм,

i = 1,58, v = 8 м/c, α = 169,7 ⁰, μ = 5 с ^–1, а_nom = 476 мм, ∆ = 96 мм, F₀ = 179H, F_вx = 646 H, F_вy = 301 H, σ_max = 7,9 МПа.

4) Передача с поликлиновым ремнем сечения Л может быть рекомен-дована лишь при d₁ = 140 мм, где количество клиньев ремня К = 5, и при d₁ = 160 мм К = 4. При других d₁ расчетное К значительно меньше минимально допустимого значения [K_min = 4].

5) Чтобы сохранить одинаковые кинематические и геометрические пара-метры всех клиноременных передач, для поликлиновой передачи принимаем

РЕМЕНЬ Л – 1600 ТУ 38–105763–84с числом клиньев К = 4, b = 19,2 мм, d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм, v = 8 м/с, μ = 5 с ^–1, F₀ = 359 H, F_вx = 648 H, F_вy = 302 H.

Сравнение передач с клиновыми ремнями

При общих геометрических (d₁, d₂, α, L_P, а) и кинематических (i, v, μ) параметрах для варианта при d₁ = 160 мм имеем:

1) Количество ремней SPZ(УО) меньше, чем А, меньше ширина шкивов, но σ_max в них выше, что сказывается на долговечности.

2) При К = 3 ремни сечения А обеспечивают долговечность в 4 раза больше требуемой эксплуатационной. Это значит, что при общей долговечности других передач привода (например, редуктора в 10000 часов), следует ожидать двухкратной смены комплекта из 3-х ремней нормального сечения А.

3) Силы F_вx, F_вy, действующие на валы, не зависят от типа ременной передачи и примерно равны.

4) При заданных исходных условиях на расчет передачи использование поликлиновых ремней нецелесообразно, так как их основное назначение – замена комплекта клиновых ремней при К ≥ 6…8, а в настоящем расчете К = 3 и 2.

5) Расчеты ременных передач показывают, что выбор d₁ = d_min для данного сечения ремня не обеспечивает необходимой долговечности ремней.

Таблица 4.1 – Формуляр расчета зубчатоременной передачи

Для улучшения работоспособности ременной передачи следует увеличивать диаметры шкивов и, если позволяют условия компоновки, принимать

d₁ ≥ (1,3…1,5) d_min.

2019-10-11

201

Обсуждений (0)

Допускаемая окружная сила одного 0.00 из 5.00 0 оценок

Скачать документ