Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Основные подходы к расчету и конструированию РТИ и пресс-форм. Учебное пособие
.pdf
i = 1020 N / (Kn v b C1 C2 C3) (2.21)
где С1 – поправка на угол обхвата шкива, отличный от 180 градусов:
С
= 1 – 0,003 (180 -
1
С
– поправка на условия работы передачи:
2
α
) (2.22)
д
С2 = 1,0 ÷ 0,6 – для односменной работы;
С2 = 0,9 ÷ 0,5 – для двухсменной работы;
С2 = 0,8 ÷ 0,4 – для трехсменной работы;
С3 – поправка на отличие скорости ремня от 10 м/с:
= 1,04 – 0,0004 v
С
3
2
(2.23)
Если полученное в результате расчета число тканевых
слоев отличается от того, которое было задано в ходе расчета,
необходимо увеличить или уменьшить задаваемое число прослоек и повторить расчет.
2.Расчет по тяговой способности
Метод, разработанный Беляевым [3], основан на экспериментальных данных по установлению тяговой способности
серийно выпускаемых ремней, функционально связанной с коэффициентом тяги
ϕ
:
т
ϕ
= р / (Т1 + Т2) = (Т1 - Т2) / (Т1 + Т2) = р / 2 Т
т
(2.24)
н
В ременной передаче имеется некоторое проскальзывание ремня, чаще всего на малом шкиве, поэтому D2n2 ≠ D1n1.
Коэффициент скольжения
ε
ε
с
= 1 - D2n2 / D1n1 (2.25)
с
а коэффициент полезного действия передачи
= N
/ N1. (2.26)
2
31
η
Линейный участок кривых
Х
ε
-
ϕ
и η -
с
т
ϕ
(рис.2.2) отра-
т
жает упругое скольжение, обусловленное разностью натяжений
ведущей и ведомой ветвей ремня. Когда упругое скольжение
достигает некоторого предела - критической точки
ϕ
- прямо-
о
линейный участок переходит в криволинейный. В этот период
появляется вредное скольжение (буксование) на малом шкиве.
Оно быстро увеличивается с ростом полезной нагрузки и, наконец, ремень начинает полностью буксовать. Кривая η -
ϕ
имеет
т
аналогичную форму, но с максимумом.
Поэтому предел использования кривой скольжения - критическая точка
ϕ
, определяющая рациональный режим работы -
о
лучшую тяговую способность.
ε
с,%
5 100
о
л
о
4 80
с
т
о
3 60
й
х
о
2
д
1 20
ηηηη
εεεε
с
По
лн
ое
бук
со
ва
ни
е
, %
η
Зная
ϕ
и
σ
о
, можно
н
рассчитать практически
допускаемое (полезное)
натяжение ремня Р:
40
Р = KS = 2
ϕ
o σн
S
(2.27)
0 0,1 0,2 0,3
0,5 0,6
ϕ
о
ϕ
ϕ
макс
Рис. 2.2. Зависимость коэффициента полезного действия и коэф-
фициента скольжения ремня от
коэффициента тяги
т
= 103 N / v. Тогда по заданным значениям Р или N
можно рассчитать требуемую площадь поперечного
сечения ремня S и устано-
С другой стороны, Р
вить его размеры - ширину b или толщину δ, задаваясь одним из
них. Если задана ширина ремня, то вычисляют его толщину,
откуда можно определить требуемое количество тканевых прослоек.
32
В результате обработки опытных материалов по кривой
скольжения было установлено, что допускаемое полезное напряжение, приведенное к α = 180о и v = 10 м/с
К
= a - ω ( δ / D1 ) (2.28)
о
где a и ω - переменные параметры. Принимая параметр ω постоянным и равным 10, а параметр а - зависящим от
σ
и b, получа-
н
ют соотношения, приведенные в табл.2.4.
Величина практически допускаемого полезного (рабочего) напряжения К может быть получена по уравнению (2.29).
Значения К0 можно также найти в справочной литературе
δ
/D
(табл.2.5) исходя из вычисленного соотношения
,:
1
К = Ко С1 С2 С3 (2.29)
Таблица 2.4.
Параметры расчета ППР по тяговому усилию
σн, МПа
α
ω, МПа
1,6 1,6 2,0 2,4
2,3 2,5 2,7 3,05
9,0 10,0 11,0 13,5
Таблица 2.5.
Допускаемое приведенное полезное напряжение К
0
δ
/D1 К0, Н/мм2 при b≤300 мм К0, Н/мм2 при b>300 мм
0,040 2,10 0,033 2,17 0,028 2,21 0,025 2,25 2,05
0,022 2,28 2,08
0,020 2,30 2,10
0,017 2,33 2,13
0,013 2,37 2,17
0,010 2,40 2,20
33
Поправки С1 , С2 , С3 отражают: С1 - поправка на угол обхвата шкива, отличный от 180 градусов; С2 - поправка на условия работы передачи; С3 - поправка на отличие скорости ремня
от 10 м/с (см. выше).
Тогда итоговые расчетные уравнения имеют вид:
по заданному полезному передаваемому усилию Р
b δ = Р / (К
о С1 С2 С3
) (2.30)
по заданным мощности и скорости
3
N
10
bδ =
v•(K
общ-Кц-Кизг
)• [1 - 1/exp(µ
тαд
)] С
1 С2 С3
(2.31)
Итак, натяжение ведущей ветви ремня определяет основное требование, предъявляемое к ремню, - прочность. При заданной ширине прочность ремня определяется типом и количеством тканевых прокладок. Поэтому расчет ППР сводится к определению необходимого числа прокладок либо по допускаемому полезному окружному усилию, либо по тяговой способности.
Для расчета обычно бывают заданы: N (передаваемая мощность), D (диаметры шкивов), n (число оборотов шкивов), b
(ширина ремня), род передачи и угол ее наклона.
Задача 1
Выбрать тип и рассчитать число прокладок плоского
приводного ремня, передающего мощность N и работающего
на шкивах диаметрами D
и D1 с числом оборотов последнего
2
n1. Расстояние между осями шкивов равно L, ширина ремня b
34
(таблица 2.6). Ремень предназначен для работы в обычных
заводских условиях, передача открытая.
Таблица 2.6.
Данные для расчета передачи плоским при-
водным ремнем
Вариант
1 80 0,71 0,45 11,66 2,8 0,3
2 85 0,71 0,45 11,66 2,8 0,3
3 90 0,71 0,45 11,66 2,8 0,3
4 95 0,71 0,45 11,66 2,8 0,3
5 100 0,71 0,45 11,66 2,8 0,3
6 88 0,60 0,32 11,66 2,8 0,3
7 88 0,64 0,36 11,66 2,8 0,3
8 88 0,68 0,40 11,66 2,8 0,3
9 88 0,72 0,44 11,66 2,8 0,3
10 88 0,76 0,48 11,66 2,8 0,3
11 88 0,80 0,52 11,66 2,8 0,3
12 88 0,84 0,56 11,66 2,8 0,3
13 88 0,71 0,45 10,33 2,8 0,3
14 88 0,71 0,45 10,66 2,8 0,3
15 88 0,71 0,45 10,99 2,8 0,3
16 88 0,71 0,45 11,33 2,8 0,3
17 88 0,71 0,45 11,66 2,0 0,3
18 88 0,71 0,45 11,66 2,4 0,3
19 88 0,71 0,45 11,66 3,2 0,3
20 88 0,71 0,45 11,66 3,6 0,3
21 88 0,71 0,45 11,66 2,8 0,2
22 88 0,71 0,45 11,66 2,8 0,25
23 88 0,71 0,45 11,66 2,8 0,4
24 88 0,71 0,45 11,66 2,8 0,5
N, кВт•ч
D2, м D1, м n1, об/с L, м b, м
35
2.2. Клиновые ремни
Наиболее распространенным типом ремней являются
клиновые ремни трапециевидного сечения. Благодаря такой
форме сечения и клинообразной форме канавок шкива ремни
передают мощность примерно в 3 раза большую, чем плоские,
при одних и тех же натяжениях и коэффициентах трения.
В зависимости от назначения клиновые ремни подразделяются на:
* вентиляторные, применяемые в приводах двигателей ав-
томобилей, тракторов и комбайнов;
* приводные, используемые в передачах промышленного
оборудования;
* вариаторные, предназначенные для бесступенчатого ре-
гулирования скорости при передаче вращения от двигателя.
Передача клиновыми ремнями имеет следующие особенно-
сти по сравнению с передачей с ППР:
* упрощение монтажа и ухода, т.к. клиновые ремни не
требуют сшивки;
* сокращение габаритов установки, поскольку клиновые
ремни допускают передачи с минимальным расстоянием между
шкивами и большим передаточным числом;
* меньшее давление на валы, поскольку клиновые ремни
обеспечивают передачу при меньшем натяжении;
* передача клиновым ремнем отличается от передачи ППР
большими - постоянством передаточного числа, бесшумностью,
безопасностью, чистотой и надежностью работы [4].
Исходя из передаваемой мощности и минимально допустимых диаметров шкивов установлен ряд стандартизированных
размеров клиновых ремней. Они различаются по сечениям, но
имеют одинаковое соотношение ширины ремня к его толщине и
одинаковый угол клина ϕ.
36
Основными геометрическими характеристиками клинового ремня являются: ширина по большему основанию трапеции, высота, расчетная ширина, длина на уровне силового слоя
(расчетная длина) или по меньшему основанию трапеции (внутренняя длина). Различают ширину ремня по нейтральной линии, находящейся на уровне силового слоя, т.е. на расстоянии от
большего основания, равном примерно 1/3 высоты ремня (расчетная ширина bp), и ширину ремня, проходящую по большему
основанию трапеции, bо. Расчетная ширина ремня определяет
параметры передачи (скорость ремня, диаметры шкивов и др.) и
является одним из основных размеров для стандартизации ремней. Ширина b
является вспомогательным размером и учитыва-
о
ется в основном при проектировании пресс-форм.
Расчет клинового ремня
Np
Np1 Np2
ϕ
o
Рис. 2.3. Эффект вклинива-
ния
При работе клиновой
ремень находится в сложном
напряженно-деформированном
состоянии. Его элементы подвергаются действию растяжения (под действием предварительного натяжения), передаваемой нагрузки, центробежных сил, сжатия в канавках
шкивов, сдвига от касательных
сил трения и изгиба на шкивах.
При оценке напряженнодеформированного состояния
ремня при одновременном воздействии нескольких силовых
факторов обычно используют
принцип суперпозиции.
37
Трапециевидное сечение клинового ремня, прилегающего
к шкиву боковыми гранями, приводит к передаче радиального
давления от натяжения ремня на стенки канавок шкивов. Соотношение между этими давлениями характеризуется эффектом
вклинивания ν [5]:
ν
= (Np1 + Np2) / Np, (2.32)
где Np1 и Np2 - нормальное давление по боковым граням ремня,
Np - радиальное давление
Поскольку Np1 и Np2 равны, то
ν
= 1 / Sin (0,5
ϕ
где
- угол клина ремня в канавке. Для всех типов сечений
o
обычных клиновых ремней угол
ϕ
o
ϕ
) (2.33)
o
принят равным 40 ± 1°, для
вариаторных ремней 34о (табл.2.7).
Таблица 2.7
Расчетные диаметры меньшего шкива D1 для клиновых
ремней и углы канавок шкивов
Сечение
О А Б В Г Д Е
63-70 90-112 125-
160
80-
100
112-
160
≥180 ≥450 ≥560 ≥710 ≥1000 ≥1250 ≥1600
125-
160
180-
400
180-
224
250-
500
200 - - - 34
224-
315
355-
630
315-
450
500-
900
500-
560
630-
1120
- 36
800-
1400
Угол
канавки
шкива,
град.
38
40
ϕ
Составляющая радиального усилия, обеспечивающего
прижатие ремня к поверхности шкива (Q)
, равна:
o
Q = 0,5 Np Sin (0,5
38
ϕ
) (2.34)
o
При
ϕ
o
= 40
о
величина Q ≈ 1,5 Np, тогда как у плоских
ремней сила прижатия ремня равна радиальному усилию. Это
обусловливает большую долговечность передачи в целом, т.к.
чем меньше натяжение, тем меньше изнашиваются валы и ремни.
Следуя зависимости
σ
= (
σ
-
σ
-
σ
п
общ
цб
) [1 - 1/ exp(ν
изг
µ
α
)] (2.35)
т
д
можно рассчитать мощность, передаваемую одним ремнем, в
кВт⋅ч:
= (
=
σ
N
σ
-
σ
-
σ
общ
цб
) [1-1/exp(
изг
S υ C1 C2 C3 10
о
n
νµтα
)] S υ C1 C2 C3 10
д
-3
=
-3
(2.36)
где
σ
– полезное напряжение, Н/м;
п
νµ
- приведенный коэффи-
т
циент трения ремня о стенки канавки шкива (ν - эффект вклинивания, величина
µ
в случае клиновых ремней мало зависит от
т
скорости, ее принимают равной 0,40); S - площадь сечения ремня, м2 (см. табл.4.2), υ - скорость ремня, м/с; C
1, C2 , C3
– безразмерные поправки.
Скорость ремня рассчитывают по формуле:
υ
= π D2 n2 / 60 (2.37)
где D2 и n2 - диаметр (м) и скорость вращения (об/мин) большого шкива передачи.
С
- поправка на угол обхвата шкива, отличный от 180
1
градусов
= 1 - 0,003 (180 -
С
1
α
) (2.38)
д
Реальный угол обхвата шкива, как и в случае плоских
приводных ремней, рассчитывают по формуле:
39
α
= 180 - 60 (D2 - D1) / L (2.39)
д
где D2 и D1 - диаметры шкивов, L - длина ремня. Необходимо
принимать в расчет длину ремня, соответствующую стандартам.
Для этого сначала требуется выбрать тип ремня, исходя из передаваемой мощности и скорости , и рассчитать приближенную
длину ремня по формуле:
Lo = 2 lo + 1,57(D1 + D2) (2.40)
где lo - заданное расстояние между центрами шкивов.
Вычисленное значение приближенной длины необходимо округлить до ближайшего целого числа.
Часто бывает известен диаметр только большого шкива
. В этом случае для расчета диаметра малого шкива передачи
D
2
D1 пользуются соотношением:
D1 = D2 n2 / [n1 (1 -
ε
)] (2.41)
c
где n2 и n1 - число оборотов соответствующих шкивов в минуту;
ε
- коэффициент скольжения, меняющийся от 0 до 0,03.
c
С2 - поправка, зависящая от технологических операций и
изменяющаяся в пределах от 0,5 до 1.
С3 - поправка на отличие скорости ремня от 10 м/с.
Bеличину С3 рассчитывают по формуле:
С
= 1,05-0,0005
3
С
= 1,03-0,0003
3
2
υ
(для ремней нормального сечения)
2
υ
(для ремней узкого сечения) (2.42)
40
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]