16.8 Определение п рогнозируемой долговечности ремней

Прогнозируемую долговечность их ремней t_h находим по следующей зависимости:

где _{lim в}  базовый предел выносливости ремня, МПа (для кордошнуровых ремней принимают _{lim в} =10 МПа);

m  показатель степени кривой выносливости ремней (для клиновых ремней m=8);

N₀  базовое число циклов изменения напряжений, возникающих в опасных точках ремня для нормальных ремней принимаем по 1 классу равным 1,5*10⁶ циклов;

Y_h  коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода t_p) длительности эксплуатации передачи, рассчитывается по следующей зависимости:

,

где n  число блоков (режимов) нагружения передачи.

  коэффициент, учитывающий влияни е на долговечность ремня передаточного числа U, определяемый, в соответствии с рекомендациями ISO, по следующей формуле:

Z _шк  число шкивов передачи: .

_max  нормальные напряжения, возникающие в опасных точках ремня при номинальном нагружении передачи, МПа.

Нормальные напряжения _max , МПа, возникающие в опасных точках ремня (на наружной поверхности участка ремня, располагающегося на дуге покоя малого шкива передачи) при номинальном нагружении передачи, вычисляют по следующей зависимости:

где _Ft  напряжение, возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи, МПа. Они определяются по следующей зависимости:

E_u  модуль упругости материала ремня при его изгибе; для прорезиненных ремней согласно данным [3, c. 159] имеем Е_u=(80…100) МПа. Примем Е_u=80 МПа;

  плотность материала ремня; согласно данным [3, c. 159] для клиновых ремней =(1250…1400) кг/м³. Примем =1250 кг/м³.

.

Так как прогнозируемая долговечность ремня t_h < t_p=8000 ч., то перейдем на расчет узкого ремня сечения

SFA (УА)

Диаметр малого шкива: (значение согласовано со стандартизованным (ГОСТ 20889-80-ГОСТ 20897-80) рядом диаметров).

Значение расчетного диаметра большого шкива передачи находится по формуле:

следовател ьно (значение согласовано со стандартизованным (ГОСТ 20889-80-ГОСТ 20897-80) рядом диаметров).

.

Назначаем предварительное значение а₀ межосевого расстояния передачи.

При стеснённых габаритах для повышения долговечности её ремней [5, c. 285 или 3, c. 153] а₀ принимают исходя из конструктивных соображений по формуле:

Определяем необходимую расчетную длину ремня:

Согласовав полученное значение с рядом стандартных длин ремней, получили, что .

Проверяем принятое значение расчетной длины ремня по условию:

где   число пробегов ремня, с^-1;

Для клиновых ремней, согласно данным [3, c. 153], принимают []=(20…30) с^-1.

- условие выполняется.

Уточняем необходимое значение межосевого расстояния передачи, принимая это уточненное значение за номинальное межосевое расстояние передачи:

,

гд е

.

Условие выполняется.

Необходимое в передаче число параллельно работающих клиновых ремней К вычисляют по формуле 15 ГОСТ 1284.396:

.

(режим работ легкий, а работа ремней двухсменная).

Р₀  номинальная мощность, которую может передать один ремень без его буксования на шкивах при работе передачи в стандартных условиях её испытаний. Из графика [3, c. 157]: (при и ).

С_  коэффициент угла охвата ремнем малого шкива передачи.

С_L  коэффициент, учитывающий отличие расчетной длины ремня L_p от его базовой длины L_0.

С_К  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи, назначается для узких ремней по [5, c. 293]: (так как предполагаемое количество ремней 2…3).

С_u=1,13 т.к. U_ф=2.21.

. Следовательно .

Усилие рассчитывается по следующей зависимости:

,

Первоначальное усилие натяжения одного клинового ремня F₀, Н, определяют по следующей зависимости:

где F_t  тяговое (окружное) усилие передачи при её номинальном нагружении: ,

q  линейная плотность выбранного ремня: .

₁  угол скольжения ремня на малом шкиве передачи, град, вычисляемый по формуле .

f ^I  приведенный коэффициент трения ремня на боковых поверхностях канавок шкива, определяемый по формуле:

.

Здесь f  коэффициент трения ремня о шкив, рассчитываемый по следующей зависимости: .

  угол профиля канавок шкива: .

.

Прогнозируемую долговечность их ремней t_h находим по следующей зависимости:

где _{lim в}  базовый предел выносливости ремня, МПа (для кордошнуровых ремней принимают _{lim в} =10 МПа);

m  показатель степени кривой выносливости ремней (для клиновых ремней m=11);

N₀  базовое число циклов изменения напряжений, возникающих в опасных точках ремня для узких ремней принимают равным 10⁷ циклов;

Y_h  коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода t_p) длительности эксплуатации передачи, рассчитывается по следующей зависимости:

,

где n  число блоков (режимов) нагружения передачи.

  коэффициент, учитывающий влияни е на долговечность ремня передаточного числа U, определяемый, в соответствии с рекомендациями ISO, по следующей формуле:

Z _шк  число шкивов передачи: .

_max  нормальные напряжения, возникающие в опасных точках ремня при номинальном нагружении передачи, МПа.

Нормальные напряжения _max , МПа, возникающие в опасных точках ремня:

где _Ft  напряжение, возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи, МПа. Они определяются по следующей зависимости:

E_u  модуль упругости материала ремня при его изгибе; для прорезиненных ремней согласно данным [3, c. 159] имеем Е_u=(80…100) МПа. Примем Е_u=80 МПа;

  плотность материала ремня; согласно данным [3, c. 159] для клиновых ремней =(1250…1400) кг/м³. Примем =1250 кг/м³.

.

Так как прогнозируемая долговечность ремня t_h > t_p=8000 ч., то замена ремня не требуется.

16.9 Выбор вида натяжного устройства

Для создания между ремнем и шкивами необходимых значений сил трения, благодаря которым и передается вращательное движение во фрикционных передачах, необходимо не только предварительно (при монтаже передачи) натянуть ремень с требуемым усилием F₀, но и сохранить это натяжение в процессе эксплуатации передачи.

Первоначальное натяжение ремня обеспечивают одним из следующих способов:

 периодическим перемещением в процессе эксплуатации ременной передачи одного из её шкивов при помощи передачи “Винт-гайка”;

 автоматическим перемещением одного из шкивов передачи, вызываемым силой тяжести вспомогательных грузов или упругости пружины;

 перемещением (периодическим или автоматическим, используя дополнительные грузы или пружины) специального натяжного ролика (рис. 1.2, г), обычно взаимодействующего с внутренней стороной (что повышает долговечность ремня из-за отсутствия его перегибов в противоположную сторону) ведом ой ветви ремня;

 специальными устройствами, автоматически обеспечивающими в процессе эксплуатации передачи необходимое значение натяжения её ремня в зависимости от конкретного значения внешней нагрузки;

 предварительным упругим растяжением ремня (наименее надежный способ, практически не применяемый в настоящее время).

В ременных передачах со шкивом, расположенным на валу электродвигателя, наибольшее применение получили натяжные устройства, которые предусматривают периодическое (при помощи передачи “Винт-гайка”) перемещение (осуществляемое при профилактических работах, проводимых в процессе эксплуатации передачи) этого шкива вместе с электродвигателем, устанавливаемым в этом случае на салазках или поворотной плите.

В данном случае натяг ремня будет осуществляться за счет салазок.