Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 54
Текст из файла (страница 54)
Поэтому рекомендуют г<6 (8). (12.31) 5. Определяют силу предварительного натяжения одного ремня: Ьйр:ИгигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Го —— 0,85РСпС,?(гцС„С;)+ Е,. (12. 32) Первый член формулы (12.32) следует из формулы для коэффициента тяги гр, где без учета корректирующих коэффициентов Г,= Р~(гь), а значение коэффициента тяги <р принято равным 0,6. Для передач с автоматическим натяжением (см.
рис, 12.12) Е„. = О. При периодическом подтягивании ремня Е, определяют по формуле (12.13), где р=1250 кг/мз; А -по ГОСТУ (см. также табл. 12.2); ц — — при расчетной част о1 е вращения. 6. По формуле (12.24) определяю1 силу„действующую на вал с учетом числа ремней - и того, что сила Г„нагружает вал только в статическом состоянии передачи. Ресурс наработки по ГОСТ 1284.2- 89 для эксплуатации при среднем режиме нагрузки (умеренные колебания„см. рекомендации, приведенные выше) Т,„= 2000 ч. При других условиях (12.33) 7ср К1К2~ где К, — коэффициент режима нагрузки (см. выше); Кз — -коэффициент климатических условий: центральные зоны Кг — — 1, зоны с холодным климатом Кз —— 0,75.
Параметрами оптимизации для клиноременной передачи являются: 1) тип ремня (с учетом числа ремней); 2) диаметры шкивов (с учетом долговечности); 3) межосевое расстояние (с учетом числа пробегов и его влияния на долговечность). Вопросы для самоподготовки Пример расчета 12.1. Рассчитать клиноременную передачу, установленную в системе привода от двигателя внутреннего сгорания к ленточному транспортеру: Р, =8 кВт, п, =1240 мин ', 1~3,5. Натяжение ремня периодическое, желательны малые габариты. Решение.
1.' По графику рис. 12.23 рекомендуют сечение ремня Б, 2. По графику рис. 12.26, учитывая условие задания по габаритам и рекомендацию (12.31), принимаем Ы~, =160 чм и находим Роъ3,4 кВт 3. Рассчитываем геометрические параметры передачи д„, ъ И,,?=160 3,5=560 мм, что соотвстствует стандартному значению 1см выше) Прй согласовании И„допускают отклонение ? до +4'.4, если нет других указаний в задании 274 1. Ременные передачи--принцип действия, типы ремней. Какие ремни наиболее распространены? 2.
Преимущества и недостатки ременных передач, области их применения. 3. Силы в ветвях ремня. Как их рассчитывают? 4. Напряжения в ремне. Как их определяют? 5. Какие напряжения и как влияют на работоспособность передачи и долговечность ремня'? 6. Какие виды скольжения наблюдаются в ременной передаче? 7. Как получают кривые скольжения и КПД ременных передач и как они используются при расчете допускаемой нагрузки" 8. Почему клиновые ремни способны передавать большие нагрузки„чем плоские? Ьйр:ИшгзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 По рекомендации [формула (12.29) ) предварительно принимаем а' а И 1 — — 560 мм.
По формуле (12.6), /', ъ 2 - 560+ 0,5я (560+ 160)+ (560 — 160) ~/ /(4 560)=2322 мм. По табл. 12.2 принимаем / =2500 мм. По формуле (12.7) уточняем 2 2500 — я(560+160)+ [2 2500 — к(560+160) — 8(560 — 160)2 а- — 654 мм. 8 По формуле (12.5), и=180 — 57(560 — 160)/654=145' — в допускаемых пределах [см. рекомендации (12.29) ). 4. По формуле (12.28) определяем мощность Р, передаваемую одним ремнем. Здесь С„ж0,87 (см. выше); из рис. 12.27 С,ъ1; из рис.
12.28 С;ж1,14; учитывая двигатель внутреннего сгорания и ленточный транспортер (нагрузка с умеренными толчками), принимаем С ъ1,2. При этом Р,=3,4 0,87 1,14/1,2= =2,8 кВт. 5. По формуле (12.30), число ремней я=8/(2,8 0,95)ЙЗ вЂ” условие (12.31) удовлетворяется. б. По формуле (12.32) находим предварительное натяжение одного ремня при и=М,, н,/60=яО,!6.1240/60=!0„4 м/с и Г„=1250 138 10 6 10,4'=18,66 Н [см. формулу (12.! 3), табл. 12,21: 70=085 8. 1Оз. 1,2/(3. 10 4.0,87 1,14)+ +18,66=282 Н. 7. По формуле (12.24), сила, действующая на вал при [3/2=(180 — а)/2= =(!80 — 145)/2=17'30', в статическом состоянии передачи Г,=2Го~соз([3/2)= =2.282.3со817'30'= — 1595 Н; при и=!240 мин ' Г,=1595 — 2Г„я=1483 Н.
В данном примере влияние центробежных сил мало. 8. Ресурс наработки ремней находим по формуле (12.33) при К, = 1 и К2 —- 1: Т=Т,р — — 2000 ч. ~ 12.5. Передача зубчатыми ремнями В этой передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецеидальной формы (рис, 12.29), а на шкиве — соответствующие впадины. Таким образом, передача работает по принципу зацепления, а не трения.
К ременным передачам она относится Рис. 12.29 условно только по названию и конструкции тягового органа. По принципу работы она ближе к цепным передачам. Принцип зацепления устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, что повышает КПД передачи. Здесь уменьшается влияние угла обхвата и межосевого расстояния на тяговую способность, что позволяет значительно снизить габариты передачи и увеличить передаточное отношение. Эластичная связь и упругость зубьев (вместо жестких шарнирных связей цепи) устраняют шум и динамические нагрузки. Использование принципа зубчатого ремня предложено давно, но его практическое применение оказалось возможным только. с появлением новых материалов — пластмасс. Ремень изготовляют из эластичной маслостойкой резины или пластмассы и армируют стальными проволочными тросами или полиамидным кордом.
275 ЬйрЯКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Первое применение передача зубчатыми ремнями получила в станкостроении. Этой отраслью промышленности разработаны отраслевой стандарт на конструкцию ремней и шкивов, а также рекомендации по расчету передачи (подробнее см. ~34]). Глава 13 ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ ~ 13.1. Общие сведения Принцип действия и сравнительная оценка. Цепная передача схематически изображена на рис.
13.1. Она основана на зацеплении цепи / и звездочек 2. Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочносгь стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатыми колесами), Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения (среднего за оборот) и возможнос гь работы при значительных кратковременных перегрузках. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры.
Угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала 1 нескольким ведомым 2 (рис. 13.2). Рис. 13.2 Рис 13.! Цепные передачи имеют и недостатки. Основной причиной этих недоста1ков является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки, необходимость организации системы смазки. 276 Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Область применения.
Цепные передачи применяют при значительных межосевых расстояниях, а также для передачи движения от одного ведущего вала нескольким ведомым в тех случаях, когда зубчатые передачи неприменимы, а ременные недостаточно надежны. Наибольшее распространение цепные передачи получили в сельскохозяйственном, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно-транспортных устройствах. Они могут работать в диапазонах: Р< 5000 кВт; Р< 35 м/с; 1<10; а<8 м. ~ 13.2. Основные характеристики Мощность (13.1) (13.4) тп Современные цепные передачи применяют в диапазоне мощностей от долей до нескольких гысяч киловатт. Наибольшее распространение получили передачи до 100 кВт, так как при больших мощностях прогрессивно возрастает стоимость цепной передачи по сравнению с зубчатой, Скорость цепи и частота вращения звездочки ~ = тр„/60, 113.2) где ~ — число зубьев звездочки; р„— шаг цепи, м; л — -частота вращения звездочки, мин Со скоростью цепи и частотой вращения звездочки связаны износ, шум и динамические нагрузки привода.
Наибольшее распространение получили тихоходные и среднескоростные передачи с г до 15 м/с и и до 500 мин '. Однако встречаются передачи с и до 3000 мин '. При быстроходных двигателях цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора. Передаточное отношение 1= и~ /П~ = 2~/Г~. (1 З.З) Распространенные значения г до 6. При больших значениях ~' становится нецелесообразным выполнять одноступенчатую передачу из-за больших ее габаритов. КЦД передачи. Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну учитывают также потери на перемешивание масла.
Среднее значение КПД и =0,96...0,98. Межосевое расстояние н длина цепи. Минимальное межосевое расстояние ограничивается минимально допустимым зазором между звездочками (30...50 мм): а;„=(И„, +Ы,,)/2+(30...50), пйр:ИшгзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 где д,— наружный диаметр звездочки.
По соображениям долговечности цепи (см. ниже) на практике рекомендуют принимать а = (30...50) р„. (13.5) Нижние значения для малых 1-1...2 и верхние для больших г'ж 6...7. Длина цепи, выраженная в шагах или числом звеньев цепи, 2а г1+ гг ~г ~1 р~ г р + + р„ 2 2к а Эта формула выводится аналогично формуле для длины ремня и является приближенной. Значение Е округляют до целого числа, которое желательно брать четным, чтобы не применять специальных соединительных звеньев, Для принятого значения Е уточняют значение а, Из формулы (13.6) имеем а= — "[ (13.7) Е1+гг 2 Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи.
Поэтому расчетное межосевое расстояние рекомендуют уменьшать примерно на (0,002...0,004)а. Длина цепи увеличивается по мере износа шарниров (см. ниже), поэтому в конструкции должны быть предусмотрены специальные устройства для регулирования провисания цепи. Обычно это достигается перемещением опор одного из валов или установкой специальных натяжных звездочек. ~ 13.3, Конструкция основных элементов Приводные цепи. Основными типами современных приводных цепей являются шарнирные роликовые, втулочные и зубчатые цепи. Они стандартизованы и изготовляются специализированными заводами. Главными характеристиками цепи являются шаг, ширина и разрушающая нагрузка. Роликовая иеиь изображена на рис.
13.3,а — однорядная, на рис. 13.3,6 — двухрядная. Здесь валик 3 запрессован в отверстие внешнего звена 2, а втулка 4 — в отверстие внутреннего звена 1. Втулка на валике и ролик 5 на втулке могут свободно поворачиваться. Зацепление цепи с зубом звездочки б происходит через ролик. Применение втулки позволяет распределить нагрузку по всей длине валика и этим уменьшить износ шарниров.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
