«Разработка ременной передачи для механического привода ленточного транспортера

Техническое задание для разработки ременной передачи 2
Введение
1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ТИПА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
2. ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
2. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
3. НАТЯЖЕНИЯ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ
4. НАГРУЗКА НА ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
5. СКОЛЬЖЕНИЕ РЕМНЯ
6. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ
7. ДОПУСКАЕМОЕ УДЕЛЬНОЕ ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ
8. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ ПО ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТИ
9. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
10. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАДАННОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
11. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Список использованной литературы
Приложение.

1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ТИПА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Необходимо разработать клиноременную передачу в соответствии с ТЗ на разработку ременной передачи.
Клиноременная передача применяется в виде открытой передачи и работает с одним или несколькими ремнями. В этой передаче благодаря клиновой форме канавки на шкиве сила сцепления ремня со шкивом больше, чем в плоскоременной, вследствие чего клиноременной передачей можно передавать большую мощность, допускать меньшее межосевое расстояние А и меньший угол обхвата α1.
К недостатками клиноременной передачи в сравнении с плоскоременной можно отнести меньшую долговечность ремней из-за:
• значительной их толщины,
• более низкого к.п.д.
• большей стоимости шкивов.
Клиноременные передачи рекомендуются при: малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, в вертикальном расположении осей валов.
Скорость ремней клиноременной передачи не должна превышать 30 м/сек, так как при больших скоростях клиновые ремни вибрируют.
...

2. ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. Межосевое расстояние А ременной передачи (схема чертежа 1) определяется в основном конструкцией привода машины. (см. Приложение)
Для плоскоременной передачи межосевое расстояние выбирается из условия
15 м>=А>=2(D2+D1) (Формула 1)
Рекомендуемое межосевое расстояние для клиноременных передач
2(D2+D1)>=А>=0,55(D2+D1)+h (Формула 2)
где В, и D,— диаметры шкивов;
h — высота сечения ремня.
2. Расчетная длина ремня L равна сумме длин прямолинейных участков и дуг обхвата шкивов. Значение длины ремня
L = 2А + π/2 (D2+D1)+ (D2-D1)2/4А (Формула 3)
3. Межосевое расстояние при окончательно установленной длине ремня

A={2L+π (D2+D1) +[(2L-π(D2+D1))2-8(D2 - D1)2]1/2 }/8 (Формула 4)
4. Угол обхвата ремнем малого шкива
α1=180o – 2 γo.
Практически γ не превышает π/6, поэтому приближенно принимают sinγ=γ рад, тогда
.
Следовательно,
.
...

3. НАТЯЖЕНИЯ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ
Для создания трения между ремнем и шкивом ремень надевают с предварительным натяжением S0. Чем больше S0, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя или холостого хода каждая ветвь ремня натянута одинаково с усилием S0. При приложении рабочей нагрузки М1, происходит перераспределение натяжений в ветвях ремня: ведущая ветвь дополнительно натягивается до усилия S1, а натяжение ведомой ветви уменьшается до S2.
Из условия равновесия моментов внешних сил относительно оси вращения имеем:
(Формула 6)
где - окружное усилие на шкиве.
Общая геометрическая длина ремня во время работы передачи остается неизменной, так как дополнительное удлинение ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви. Следовательно, насколько возрастает натяжение ведущей ветви ремня, настолько же оно снижается в ведомой, т. е.
S1 =Sо+ΔS и S2= So - ΔS
или
S1+S2=2S0.
...

5. СКОЛЬЖЕНИЕ РЕМНЯ
В ременной передаче возникают два вида скольжения ремня по шкиву: упругое - неизбежное при нормальной работе передачи и буксование - при перегрузке.
В процессе обегания ремнем ведущего шкива натяжение его падает от S1 до S2 (см.Приложение: Схема чертежа 2). Ремень укорачивается и отстает от шкива - возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное скольжение, но здесь натяжение ремня возрастает от S2 до S1, он удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение ремня происходит не на всей дуге обхвата, а лишь на части ее - д у г е с к о л ь ж е н и я αС, которая всегда располагается со стороны сбегания ремня со шкива. Длина дуги скольжения определяется условием равновесия окружного усилия Р = S1+S2, и сил трения на этой дуге.
Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя αП, на которой усилие в ремне не изменяется, оставаясь равным натяжению набегающей ветви, и ремень движется вместе со шкивом без скольжения.
...

6. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ
При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (см. Приложение: Схема на чертеже 3). Различают следующие виды напряжения в ремне:
1. Предварительное напряжение σ0. В состоянии покоя или при холостом ходе каждая ветвь ремня натянута с усилием S0 следовательно,
, (Формула 13)
где F — площадь поперечного сечения ремня.
Из условия долговечности рекомендуется: для плоских ремней σ0=1,76н/мм2, для клиновых ремней σ0 =1,18 — 1,47 н/мм2.
2. Удельное окружное усилие (полезное напряжение) kП. Отношение окружного усилия в передаче (полезной нагрузки) Р к площади поперечного сечения F называют удельным окружным усилием kП, или полезным напряжением:
.
Удельное окружное усилие kП является разностью напряжений в ведущей σ1 и ведомой σ2 ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (без учета влияния центробежных сил), т. е.
σ1-σ2=kп ,
так как

Величиной kп оценивается тяговая способность ременной передачи.

7. ДОПУСКАЕМОЕ УДЕЛЬНОЕ ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ
Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность, строят графики кривые скольжения и кпд (см. Приложение: График на чертеже 4) на их базе разработан современный метод расчета ременных передач.
В результате исследования кривых скольжения, построенных по опытным
данным, устанавливают связь между полезной нагрузкой - окружным усилием Р и предварительным натяжением ремня S0 в зависимости от коэффициента скольжения ε. По оси абсцисс графика откладывают нагрузку, выраженную через коэффициент тяги:

; (17)
по оси ординат - коэффициент скольжения ε и к.п.д. передачи η.
При построении кривых постепенно повышают полезную нагрузку Р при постоянном натяжении S1+S2=2S0,замеряя при этом скольжение и к.п.д. передачи. При возрастании коэффициента тяги от нуля до критического значения φ0, наблюдается только упругое скольжение.
...

8. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ ПО ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТИ
Согласно кривым скольжения прочность ремня не является достаточным условием, определяющим работоспособность передачи, так как ремень, рассчитанный на прочность, может оказаться недогруженным или же будет
буксовать. Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности, основанный на кривых скольжения. Этот расчет одновременно обеспечивает требуемую прочность ремней.
Расчет по тяговой способности сводится к определению расчетной площади сечения ремня:
F=P/[kП], (Формула 22)
где Р - передаваемое окружное усилие
[kП] - допускаемое полезное напряжение в ремне, полученное согласно кривым скольжения [формула (19)].
Для плоскоременной передачи F=δb где δ и b - толщина и ширина ремня.
Для клиноременной передачи F=zF0 где F0 - площадь поперечного сечения одного ремня; z - число ремней. Рекомендуется z<=8, так как при большем числе клиновых ремней нельзя гарантировать равномерность их нагружения.


9. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Долговечность ремня определяется в основном его усталостной прочностью, которая зависит не только от величины напряжений, но также и от частоты циклов напряжений, т. е. от числа изгибов ремня в единицу времени. Для уменьшения напряжений изгиба [формула (4)] рекомендуется выбирать возможно меньшее отношение δ/D1, что благоприятно влияет на долговечность, а также и на тяговую способность передачи. Полный цикл напряжений (см.Приложение: Чертеж 3) соответствует одному пробегу ремня.
Полное число пробегов ремня за весь срок работы передачи пропорционально числу пробегов в секунду:
и=v/L<=[и] (Формула 23)
где v - скорость ремня в м/сек;
L - длина ремня в м;
[и] - допускаемое число пробегов в секунду.
Число пробегов является скоростным фактором, влияющим на долговечность: чем больше и, тем выше частота циклов, тем меньше срок службы ремня.
...

10. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАДАННОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. По ГОСТ 1284-68 таблица 9.8 для передачи мощности 3 кВт необходимо принять клиновой ремень типа А, который имеет b =11 мм, h=8 мм; F0 =81 мм2 (табл. 9.2 по ГОСТ 1284-68).
2. По ГОСТ1284-68 табл. 9.4 принимаем диаметр малого шкива D1 = 112 мм.
3. Скорость ремня

.
Полученная скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней. Выбранный ремень типа А при данной скорости  = 16,65 м/с допускается (по ГОСТ 1284-68 табл. 9.8 см. Примечание).
4. Задаем коэффициент скольжения . При нормальном режиме работы  = 0,01-0,02. Принимаем коэффициент скольжения =0,01. Найдем диаметр большего шкива по формуле:
D2=i D1 (1 - ε) = 3,04·112 (1 - 0,01) = 337,1 мм.
Тогда по ГОСТ 1284-68 табл. 9.10 (см. Примечание) принимаем D2=340мм.
5. Рассчитаем фактическое передаточное число

Тогда отклонение от заданного передаточного числа составляет 0,98%.

11. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Наибольшее распространение получили литые шкивы из чугуна марки СЧ 15-32, которые применяют при v>=30м/сек.
Шкивы быстроходных передач подвергают балансировке.
При диаметре D<=300мм шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров - с 4 - 6 спицами. Число спиц, их форму и размеры выбирают по справочной литературе.
Диаметр и длина ступицы (а): dСТ=(1,7-2)d, lСТ=(1,5-2)d<=B,
где d - диаметр вала, В — ширина обода шкива.
Окончательно lСТ принимают после расчета шпоночного или зубчатого соединения.
Плоскоременные шкивы имеют гладкую рабочую поверхность обода.
Для центрирования ремня поверхность ведомого шкива делается выпуклой (ГОСТ 1284-68 рис. 9.15, б), а ведущего — цилиндрической. При v> 25 м/сек оба шкива делают выпуклыми.

Рис. 9.15, б Литые шкивы
Толщина обода чугунных шкивов
δ = 0,005 D + 3 [мм].
У клиноременных шкивов рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок.
...

1. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. Учебник для ВУЗов, М. «Высшая школа», 1973.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для ВУЗов, М. «Высшая школа», 1985.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. — М.: Машиностроение, 1982
4. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. д-ра техн. наук, проф. Н. Решетова — М.: Машиностроение, 1979
5. Иванов М.Н. Детали машин. — М.: Высшая школа, 1991
6. Методические указания по самостоятельной работе студентов специальностей 17.07, 26.02 Детали машин и ПТУ. Раздел «Кинематический и силовой расчет привода М.: МТИ — 1989
7. Методические указания и задания на выполнение курсового проекта для студентов специальности 2304 «Детали машин и основы конструирования», МТИ, 1992
8. Кудрявцев В.И. Курсовое проектирование деталей машин. — Л.: Машиностроение, 1983
9. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. — М: Машиностроение, 1989