1798

Вычисленную расчетную длину ремня L округляют до ближайшей стандартной по ГОСТ 1284-80 из ряда чисел: 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000,

Угол обхвата d1 малого шкива (см. рис. 15.1) – это угол дуги шкива, на которой ремень прилегает к шкиву. Так как ведомый шкив больше, угол обхвата малого шкива меньше 180˚, т. е. 1 180˚. При d1 = d2 угол 1 = 180˚. Чем больше передаточное отношение u12 , тем больше диаметр ведомого шкива и тем меньше угол обхвата. С уменьшением угла обхвата сцепление ремня с меньшим шкивом уменьшается и тяговая способность передачи понижается.

Угол обхвата ремнем малого шкива определяют по формуле

Для того, чтобы создать нормальное сцепление между ремнем и шкивом, когда силы трения будут способны передавать тяговую силу ремня, последний должен быть прижат к шкиву нормальными силами (силами, перпендикулярными поверхности шкива). Эти силы можно создать, если вал I (см. рис. 15.1 и 15.3) толкать влево штангой 1, поджимаемой пружиной 2, силой Р. Тогда шкив 3 (см. рис. 15.3) будет двигаться влево и натянет ветви ремня 4 и 5, в которых возникнут силы натяжения FO , а ремень будет прижат к шкиву. Чем больше FO, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя и на холостом ходу, т. е. при отсутствии нагрузки, ведущая 5 и ведомая 4 ветви ремня натянуты одинаково силами FO (рис. 15.3, а). Когда ведомый шкив 2 (см. рис. 15.1) нагружен, на нем возникает момент М2, который препятствует движению. Движущий момент М1 и момент сопротивления М2 растягивают ведущую (нижнюю) ветвь ремня силой F. Эта сила F называется тяговой силой. Именно с этой силой ведущий шкив 1 тянет ведомый шкив 2, заставляя его вращаться.

При появлении нагрузки (момента М2) и возникновении силы F в ведущей ветви ремня силы натяжения в ремне перераспределяются. В ведущей ветви (рис. 15.3, б) натяжение увеличивается до силы F1, а в ведомой ветви – уменьшается до величины F2. Но сумма сил остается постоянной, т. е.

153

Крутящий момент на ведущем шкиве М1 определяют по мощности N1 и частоте вращения n1

15.2. Расчет ременной передачи

Расчет ременной передачи производят по критериям тяговой способности и долговечности. Расчет по тяговой способности является основным, а расчет на долговечность – проверочным.

Для силовых передач применяют в основном клиноременные передачи, поэтому расчет будет посвящен этой передаче.

Расчет клиноременной передачи по тяговой способности. Клиновые ремни бывают четырех основных поперечных сечений, которые обозначаются буквами О, А, Б, В. Ремень сечения О – самый тонкий, а В – самый толстый. Стандарт предусматривает более толстые ремни сечений Г, Д и Е, которые в данном курсе не рассматриваются.

Таблица 15.2

Размеры клиновых ремней и диаметры шкивов согласно ГОСТ 1284-80

В табл. 15.2 приведены размеры клиновых ремней согласно ГОСТ 1284-80. Клиновые ремни изготовляют семи типоразмеров: О, А, Б, В, Г, Д и Е. Наибольшее применение имеют первые четыре (основные). Меньший шкив диаметром d1 устанавливают обычно на валу электродвигателя, поэтому угловая скорость 1 и момент М1 относятся к электродвигателю. Нужное сечение или типоразмер ремня выбирают в зависимости от мощности электродвигателя и скорости ремня v по табл. 15.2. Допускаемая скорость для клиновых ремней составляет 25-30 м/с.

Когда выбрано сечение ремня, выбирают в зависимости от типоразмера ремня, его скорости и диаметра меньшего шкива допускаемую мощность на один ремень N0 по табл. 15.3.

Клиновые передачи делают, как правило, многоременные. Число ремней z выбирают от 2-х и более. Требуемое число ремней z определяют по формуле

где N1 – передаваемая мощность ременной передачи. Если меньший шкив установлен на электродвигатель, то N1= Nэ; N0 – допустимая мощность на 1 ремень.

При проектном расчете по заданной мощности N1, частоте вращения вала n1 и условиям работы передачи, определяемым коэффициентом С, определяют сечение и число ремней z, основные размеры шкивов d1; d2 и ширину b. При проверочном расчете определяют допускаемую мощность.

155

В табл. 15.4 приведены мощность N0, передаваемая одним ремнем при натяжении, соответствующем напряжению 0 = 1,2 МПа, угле обхвата= 1800, что соответствует u = 1 и d1 = d2 , спокойной односменной работе. Мощность, передаваемая клинопеременной передачей, состоящей из z ремней, равна

где С1 – коэффициент угла обхвата, С2 – коэффициент режима работы; С3 – скоростной коэффициент.

При односменной работе значения коэффициента С2 следующие:

при спокойной нагрузке С2 = 1,0;

при умеренных колебаниях С2 = 0,9;

при значительных колебаниях С2 = 0,83.

При двухсменной работе значение коэффициента умножают на 0,9, получая соответственно значение С2 : 0,9; 0,81 и 0,75.

При трехсменной работе значение коэффициента умножают на 0,71, получая соответственно значение С2 : 0,64; 0,57; 0,53.

Скоростной коэффициент, учитывающий ослабление сцепления

157

ленты транспортера v = 80 м/мин; диаметр барабана dб = 300 мм; КПД транспортера = 0,87, КПД ременной передачи рп = 0,87, КПД зубчатой передачи зп = 0,87 (с учетом подшипников).

Выполнить кинематический расчет передачи, если нагрузка спокойная, работа двухсменная.

Решение 1. Определяем мощность электродвигателя

Nэ = N1 = N2 / = Ft · v/ = 3,3 · 1,33/0,87 = 5,05 кВт;

т.к. скорость v = 80 м/мин =1,33 м/с.

2. Определяем частоту вращения вала III

1000v 1000 80

n3 dб 120 102об/мин.

3.Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, тип двигателя 4А112МЧ, мощность Nэ=5,5 кВт, асинхронная частота вращения nэ= 1445 об/мин.

4.Определяем передаточное отношение передачи транспортера

u13 = nэ / nз = 1445 / 102 = 14,2 ,

где nз – частота вращения вала III; u13 – передаточное отношение между валами I и III. Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи u12= 4, тогда передаточное отношение ременной (между валами II и III)

u23 = u13 / u12 = 14,2 / 4 = 3,54 .

5. Определяем частоты вращения и угловые скорости валов и уточняем

скорость движения ленты транспортера:

n1 = nэ = 1445 об/мин; 1 = n1/ 30 = · 1445/30 = 151,3 c-1;

n2 = n1 / u12 = 1445 /4 = 361,2 об/мин; 2 = 1 / 4 = 151,3 / 4 = 37,8 c-1; n3 = n1 / u13 = 1445 /14,2 = 101,8; 3 = 1 / 14,2 = 151,3 / 14,2 = 10,65 c-1. v = dб · n3 / 1000 = · 250 · 101,8 об/мин / 1000 = 79,95 м/мин.

6. Определяем вращающие моменты на валах

М1 = Мэ = Nэ / э = N1 / 1 = 5,5 · 103 / 151,3 = 36,35 Н·м; М2 = М1 · u12 · зп = 36,35 · 4 · 0,97= 141 Н·м;

М3 = М1 · u13 · зп · рп = 36,35 · 14,2 · 0,97· 0,95 = 475 Н·м.

Уточняем тяговую силу транспортера

Ft = 2М3 лт / dб = 2 · 475 · 0,94/ 0,25 = 3570 Н = 3,57 кН ,

где ЛТ – КПД механизма барабана-ленты транспортера.

7. По мощности Nэ = 5,5 кВт и крутящему моменту на ведущем (малом) шкиве ременной передачи М1 = 36,35 Н·м выбираем сечения ремня по табл. 15.2 и 15.3. Это два сечения Б и В. Для уточнения выбора определяем диаметр меньшего шкива по формуле (15.2)

d1 47 3M1 47 336,35 156 мм.

Округляем до ближайшего стандартного d1 = 160 мм.

158

8.Определяем скорость ремня

v= d1 · n2 / 60000 = · 160 · 361 / 60000 = 3 м/с ,

где d1 – диаметр меньшего шкива, мм.

9.Окончательно по табл. 15.4 выбираем сечение ремня Б, для которого при скорости 3 м/с интерполированием определяем мощность N0 , передаваемую одним ремнем, N0 = 1,26 кВт.

10.Определяем диаметр ведомого (большего) шкива по формуле (15.3)

d2 = d1 · u23 = 160 · 3,54 = 566 мм.

Округляем до ближайшего стандарта d2 = 560 мм.

11. Определяем межосевое расстояние (рис. 15.1) по формуле

= с ·d2 = 0,97 · 560 = 543 мм,

где с – коэффициент, выбираемый по табл. 15.1.

12. Находим расчетную длину ремня по формуле (15.4), где по формуле (15.5) определяем величины

w = 0,5 (d1 + d2) = 0,5 (160 + 560) = 1131 мм; у = 0,25(d2 - d1)2 = 0,25(560 - 160)2 = 40000 мм2.

Подставив значения и у в формулу (15.4), получим

L = 2а + w + у/а = 2 · 543 + 1131 + 40000/543 = 2290 мм.

Округляем до ближайшей стандартной L = 2240 мм. 13. Уточняем межосевое расстояние по формуле (15.6)

a 0,25[L w (L w)2 8—] 0,25[2240 1131 (2240 1131)2 8 40000

=588 мм.

14. Определяем угол обхвата ремнем малого шкива по формуле (15.7)

1 1800 570 d2 d1 1800 570 560 160 1410. a 588

15. Определяем число ремней по формуле (15.15), где с1 – коэффициент угла обхвата по табл. 15.5, с1 = 0,9; с2 – коэффициент режима работы при спокойной нагрузке и двухсменной работе (см. текст под табл. 15.5) с2 = 0,9; с3 – скоростной коэффициент по табл. 15.6, с3 = 1,04:

Округляем число ремней до целого числа z = 6 шт.

16. Проверяем долговечность ремня по формуле (15.17)

L2,24

16.ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

16.1.Общие сведения

Зубчатая передача состоит из двух колес, на поверхности которых сделаны зубья. Зубья колес сцепляются друг с другом. С помощью зубьев ведущее колесо двигает ведомое колесо. Меньшее зубчатое колесо

окружности к числу зубьев шестерни или

Рис.16.1

Рис.16.2

Модуль m измеряется в миллиметрах, а его значения стандартизированы.

Стандартный ряд модулей: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 и т. д. до 100

мм.

Модуль – основной параметр зубчатых колес. Через него определяются все геометрические параметры.

Начальная окружность делит все зубья на две части: головку зуба и ножку зуба (рис. 16.2). Высота головки зуба принята равной модулю и