Реферат: 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 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)
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 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 Lpmin = 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
--PAGE_BREAK----PAGE_BREAK----PAGE_BREAK--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.
продолжение--PAGE_BREAK--
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)
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.y, 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)
TP= TP(ср)К1К2, где К1 = 0,5 – коэффициент режима работы; К2 = 1 – коэффициент климатических условий; TP(ср) = 2500 ч (II класс) – ресурс ремней при среднем режиме и TP= 2500·0,5·1 = 1250 часов. Гарантированный ресурс изготовителя при этом – 300 ч.
При расчете на долговечность было принято: E = 100 МПа, m= 8, σу = 9 МПа; Nоц = 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)
Р0не 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 Lh/ TP≥ 1 показывает, что данные варианты параметров обеспечивают требуемую эксплутационную долговечность TP = 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 (Lh= 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 (Lh= 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, аnom= 476 мм, ∆ = 80 мм, К = 3, F0 = 119 H, Fвx= 644 H, Fвy= 300 H, Lh= 5110 ч, Lh/ TP= 4,09.
продолжение--PAGE_BREAK--
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
Параметры
Результаты расчета при d1,мм
Примечание
наименование
источник
140
160
200
224
1. Фактическое i
(4)*
1,62
1,58
1,59
1,6
ξ = 0,01
2. Скорость ремня v, м / с
(5)
6,96
7,96
9,95
11,14
3. Угол обхвата α, град
(7)
170,4
169,7
166,9
165,1
4. Расчетная длина ремня: L¢p, мм
(10)
1575
1648
1816
1918
Lp,мм
стандарт
1600
1600
1800
2000
5. Частота пробегов μ, с – 1
(49)
4,4
5
5,5
5,6
< [20]
6. Межцентровое расстояние аnom,мм
(14)
512
476
492
541
[440…560]
7. Регулирование а, мм:
Δ1: нормальный ремень,
Δ1= 0,025 Lp
40
40
45
50
S1= 0,025
узкий ремень,
Δ1= 0,04 Lp
64
64
72
80
поликлиновой ремень;
Δ1= 0,03 Lp
48
48
54
60
Δ2: нормальный (по сечению В(Б)) ремень,
(16)
40
40
42
40
S2= 0,009
узкий ремень,
Δ2= 0,02Lp
32
32
36
40
поликлиновой ремень
продолжение--PAGE_BREAK----PAGE_BREAK----PAGE_BREAK--
1,47
--PAGE_BREAK----PAGE_BREAK----PAGE_BREAK----PAGE_BREAK----PAGE_BREAK--4
5
7
4
5
7
1. Число зубьев z1
d1 / m
35
28
20
40
32
23
50
40
29
> z1 min
z2
d2 / m
56
45
32
63
50
36
79
63
45
<z2 max
2. Фактическое i
i= z2 / z1
1,6
1,61
1,6
1,58
1,56
1,57
1,58
1,58
1,55
3. Скорость ремня vм/с
(5)
6,96
170,4
7,96
169,7
9,95
166,9
<[40 м/c]
4. Угол обхвата a, град
(7)
5. Число зубьев в зацеплении z
(9)
16,6
13,3
9,5
18,9
15,1
10,8
23,2
18,5
13,4
>[6]
6. Расчетная длина ремня
L¢P,мм
(10)
1575
1575
1575
1648
1648
1648
1816
1816
1816
7. Число зубьев ремня z¢P
принято zP
L¢P / pm
табл. П7
125,3
125
100,3
100
71,6
71
131,1
130
104,9
105
74,9
75
144,5
140
115,6
120
82,6
80
R40
8.ОкончательноLP,мм
pmzp
1571
1571
1561
1634
1649
1649
1759
1885
1759
9. Межцентровое
расстояниеаnom, мм
(14)
498
498
493
493
500
500
472
535
472
[500 ± 60]
10. Передаваемая окружная
силаFt,H
(17)
542
474
379
11. Допускаемая удельная
окружная сила типовой
передачи [F]0, Н/мм
табл. 5 (ч.I)
25
30
32
25
30
32
25
30
32
12.Коэффциенты
Cu= 1 (i> 1), Cz= 1 (z0 > 6), Cp= 1 (ролики отсутствуют)
13. Допустимая удельная
окружная сила Fy, H/мм
(27)
25
30
32
25
30
32
25
30
32
Fy=[F]o
14. Погонная масса ремня
mп.103кг / (м.мм)
табл. 5 (ч.I)
6
7
8
6
7
8
6
7
8
15. Ширина ремня b¢0, мм
(при Сш = 1)
Ft / Fy
22
18
17
19
16
15
15
13
12
Коэффициент Сш
стр. 13 (ч.I)
0,97
0,82
0,76
0,89
0,7
0,7
0,7
0,7
0,7
Ширина ремня b', мм
принято b,мм
(29)
табл. П7
22,6
25
22,3
25
22,5
25
21,6
25
22,9
25
21,5
25
22,2
25
18,5
20
17,3
20
16. Давление на зубьях p, МПa
(30)
1,05
0,93
0,76
0,8
0,72
0,59
0,52
0,56
0,47
<[p]= 1,0
17. Сила предварительного
натяжения F,H
(36)
0,35
0,41
0,47
0,46
0,53
0,61
0.71
0,83
0,95
--PAGE_BREAK--
Для улучшения работоспособности ременной передачи следует увеличивать диаметры шкивов и, если позволяют условия компоновки, принимать
d1 ≥ (1,3…1,5) dmin.
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 аиспользовать 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, zp= 100, LP= 1571 мм, b = 25 мм, аnom= 498 мм, F0 = 0,41 H, Fвx= 598 H, Fвy= 275 H, μ = 4,43 < [μ] = 30 с-1;
Ремень, например, из литьевой резины: РЕМЕНЬ ЛР 5–100–25 ОСТ 38–05114–76, ОСТ 38–05246–81.
Сравнивая результаты всех расчетов различных передач в примерах, можно сделать заключение, что зубчатоременная передача имеет наименьшие габариты и усилия в ремнях.