Ременные передачи

Ременные передачи

1. 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 P_nom = 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 а_nom = 500 ± 60 мм; угол наклона передачи? = 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 = P_nom, где P_дв — потребная мощность двигателя — и

n₁= 950 мин- ¹ принят электродвигатель АИР 112МА6У3 (P_дв = 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 C_p = 1,3.

4) Номинальный вращающий момент T_1nom = 9550· 2,9 / 950 = 29,2 H· м.

Расчетная передаваемая мощность P = P_nomС_p = 2,9· 1,3 = 3,77 кВт. (1.2)

Расчетный передаваемый момент T₁ = 9550· 3,77 / 950 = 37,9 H· м. (1.3)

2. 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 F_t = 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, ?₀ = 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 L_p = 1400 мм не удовлетворяет L_{p 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

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;? = 5 с — ¹; b = 60 мм;

L_p = 1600 мм;

б) прорезиненный кордшнуровой ремень d₁ = 224 мм; d₂ = 355 мм;? = 5,57с ^— 1; b = 60 мм; L_p = 2000 мм.

5) Если вид плоского ремня не задан, то преимущество имеет синтетический ремень по п. 4а.

3. 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)

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 d₁ по ГОСТ Р 50 641 — 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, ?_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,? = 169,7 ⁰,? = 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 ?_max = 10,64 МПа превосходит предел выносливости ?_у =

9 МПа, что по условиям работоспособности недопустимо.

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

РЕМЕНЬ SPZ (УО) — 1600 ТУ 38−40 534 — 75; К = 2, d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм,

i = 1,58, v = 8 м/c,? = 169,7 ⁰,? = 5 с ^-1, а_nom = 476 мм,? = 96 мм, F₀ = 179H, F_вx = 646 H, F_вy = 301 H, ?_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 38−105 763−84 с числом клиньев К = 4, b = 19,2 мм, d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм, v = 8 м/с,? = 5 с ^-1, F₀ = 359 H, F_вx = 648 H, F_вy = 302 H.

Сравнение передач с клиновыми ремнями

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

1) Количество ремней SPZ (УО) меньше, чем А, меньше ширина шкивов, но ?_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 10 000 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.

4. Расчет зубчатоременной передачи

Предварительное значение модуля по формуле (1) m? 35(2,9 / 950) ^1/3? 5,08 мм. Для сравнительного расчета по табл. П7 принимаем m = 4; 5 и 7 мм.

Исходя из рекомендации (стр. 9 ч. I) для а использовать формулу (6) и учитывая ограничения (а = 500, d₁? d₃₀, d₂? H) по условиям компоновки, для расчета принимаем те же диаметры, что и для клиноременной передачи (d₁ = 140, 160, 200 и d₂ = 224, 250, 315 мм). Зубья трапецеидального профиля.

Результаты расчета сведены в табл. 4.1.

На основании анализа результатов окончательно следует выбрать зубчатоременную передачу с минимальными размерами шкивов по условиям компоновки: d₁ = 140 мм, d₂ = 224 мм, i = 1,61, m = 5 мм, z_p= 100, L_P = 1571 мм, b = 25 мм, а_nom = 498 мм, F₀ = 0,41 H, F_вx = 598 H, F_вy = 275 H,? = 4,43 < [?] = 30 с^-1;

Ремень, например, из литьевой резины: РЕМЕНЬ ЛР 5−100−25 ОСТ 38−5 114−76, ОСТ 38−5 246−81.

Сравнивая результаты всех расчетов различных передач в примерах, можно сделать заключение, что зубчатоременная передача имеет наименьшие габариты и усилия в ремнях.