Материал: m34700

61

редачи (при длине равной базовой, Сl = 1, при большей – увеличивается, а при меньшей – уменьшается);

Ci – коэффициент передаточного отношения, принимаемый равным 1 при i =1 и увеличивающийся при увеличении i до предельного значения 1,14.

Cр – коэффициент режима нагрузки, принимаемый 1…1,2 при спокойной нагрузке, 1,1…1,3 при умеренных колебаниях, 1,3…1,5 при значительных и 1,5…1,7 при ударной или резко переменной нагрузке.

Анализ формулы 2.7 по влиянию на тяговую способность клиноременной передачи ее основных параметров очевиден.

Особо выделим, что по результатам типовых испытаний тяговая способность передачи существенно повышается с увеличением частоты вращения ведущего шкива (скорости ремня) и его диаметра.

Долговечность одного и того же типа ремня будет уменьшаться при уменьшении диаметра ведущего шкива, увеличении частоты пробегов ремня (уменьшении длины ремня), увеличении напряжения начального натяжения.

Варьируемыми параметрами для поиска оптимального решения могут быть:

1)тип ремня;

2)диаметр меньшего шкива;

3)длина ремня (межосевое расстояние, частота пробегов) и

др.

2.5.3. Исходные данные и анализ результатов расчетов или конструктивно-технологических решений

Автоматизированный расчет предусматривает ввод основных исходных данных, а при необходимости и дополнительных, ограничивающих отдельные параметры требованиями конструкции машины. Минимально необходимы: передаваемая мощность, частота вращения ведущего шкива, передаточное отношение, расчетный срок службы, характер режима нагрузки.

При расчете необходимо обеспечивать соответствие параметров клиноременной передачи рациональным значениям:

– угол обхвата не менее 1200 (900);

62

–d1 dmin для данного типа ремня;

–межосевое расстояние не более удвоенной суммы диаметров шкивов;

–напряжение предварительного натяжения ремня до 1,5 МПа (для узких ремней до 3,0) в мобильных машинах и 1,2 …0,9 МПа в стационарных обеспечивается натяжным устройством;

–число ремней до 6 (8);

–предусматривается конструктивно обеспечивать непараллельность осей вращения не более 1 мм на длине 100 мм, а допуск на смещение канавок (ручьев) шкивов не более 2 мм на 1000 мм межосевого расстояния.

Конструкция шкива для поликлиновой ременной передачи на рис. 2.11.

2.5.4. Вопросы анализа производственных ситуаций и контроля знаний обучаемых

Пример вопроса и ответа 1. Как изменится тяговая способность (передаваемая мощ-

ность) клиноременной передачи (один ремень сечения А), если частоту вращения ведущего шкива увеличить с 1000 до 1500 об./мин, а его диаметр уменьшить со 180 мм до 125 мм? Диаметр ведомого шкива уменьшен в передаточное отношение раз. Длина ремня не изменена.

Ответ

1)Критерий работоспособности и расчета – тяговая способность: формула 2.7, выбранная для анализа.

2)Из формулы 2.7 следует, что мощность на ведущем шкиве передачи Р, которую способен передать один ремень, зависит от мощности, передаваемой ремнем в условиях типовой передачи Р0. По справочным данным, для ремня сечением А при d1 =

180 мм и 1000 об./мин Р0 = 2,5 кВт, а при d1 = 125 мм и 1500 об./мин Р0 = 2 кВт.

3) Заключение.

Тяговая способность передачи уменьшится в 2,5/2=1,25 ра-

за.

При углубленном анализе ситуации можно обратить внимание на некоторое увеличение межосевого расстояния и, следова-

63

тельно, незначительное увеличение угла обхвата (соответственно и С ). Таким образом, тяговая способность передачи уменьшится несколько меньше, чем в 1,25 раза.

Примеры вопросов:

1.Как изменится тяговая способность клиноременной передачи, если вместо диаметра ведущего шкива 200 мм использовать

диаметр 250 мм. Сечение ремня – Б. Количество ремней в комплекте – 2. Частота вращения ведущего шкива 1460 мин -1.

2.Как сохранить неизменной тяговую способность клиноременной передачи, если необходимо использовать вместо рем-

ней сечения Б ремни сечения А. Ведущий шкив исходной передачи диаметром 180 мм, частота вращения 1460 мин –1; количество ремней в комплекте – 2.

2.6. Цепные передачи

2.6.1. Критерии работоспособности

Цепные передачи применяют для передачи вращения между параллельными валами, причем чаще в качестве тихоходной ступени привода.

Достоинства: меньшие габариты и нагрузки на валы в сравнении с ременными, высокий КПД, постоянство (в среднем) передаточного отношения, простота регулировок.

Недостатки: увеличение шага цепей вследствие износа шарниров ("вытягивание" цепей), необходимость обслуживания при эксплуатации (смазка и регулировка натяжения), шум, неравномерность хода.

Основной критерий работоспособности – износостойкость шарниров цепи.

Приводные цепи стандартизированы и изготовляются на специализированных заводах следующих типов: роликовые (окружные скорости до 20 м/с); втулочные (до 10 м/с); зубчатые

(до 35 м/с).

В слабонагруженных приводах при скорости до 3 м/с могут использоваться фасонно-звенные цепи (например, крючковые в сельхозмашинах). Цепи характеризуются шагом, шириной (количеством рядов 1…4), разрушающей нагрузкой.

64

Профиль и размеры зубьев звездочек стандартизированы и зависят от типа и размеров цепи. Зубья звездочек для роликовых и втулочных цепей могут иметь профиль: вогнутый (в настоящее время – основной); выпуклый и прямолинейный.

2.6.2. Базовые формулы алгоритмов расчета передач роликовой цепью

Силовая схема цепной передачи аналогична силовой схеме ременной. Однако вследствие кинематических (звенчатый тяговый орган) особенностей передачи здесь проявляются неравномерность движения и поперечные колебания ветвей цепи, а также удары шарниров цепи о зубья звездочки.

Детали стандартных цепей (пластины, валики, втулки, ролики) конструируют равнопрочными. Основной причиной потери работоспособности цепей является износ шарниров. Условно приемлемая износостойкость может быть оценена сопоставлением расчетных (р) и допускаемых ( р ) (по износостойкости) давлений в шарнирах. Базовая формула алгоритмов расчета (подбора) цепей по критерию работоспособности – износостойкости шарниров

основе испытаний и опыта эксплуатации типовой передачи. Отличие реальных условий эксплуатации от типовых учитывают введением коэффициента эксплуатации Кэ:

Кэ = Кд КаКн КрегКсКреж,

где Кд – коэффициент динамической нагрузки, Кд = 1 при равномерной или близкой к ней нагрузке; при переменной нагрузке Кд 1,2 ... 1,5;

Ка – коэффициент межосевого расстояния, Ка = 1 при Кра = 30 … 50 (Кра- число шагов цепи в межосевом расстоянии); Ка =

1,25 при Кра 25; Ка = 0,8 при Кра 60 … 80;

65

КH - коэффициент наклона передачи к горизонту, КH =1 при угле до 600, а при большем значении угла КH 1,25;

Крег - коэффициент способа регулировки натяжения цепи; Крег = 1 при перемещении одной из звездочек, Крег = 1,1 при регулировке оттяжными звездочками или нажимными роликами; Крег = 1,25 для нерегулируемого натяжения; Кс - коэффициент смазки и загрязнения передачи;

Кс =0,8 … 1 для условий без пыли при хорошей и удовлетворительной смазке, Кс = 1,3 … 1,8 для запыленных условий при удовлетворительной и недостаточной смазке, Кс = 3 … 6 для грязных условий работы цепи;

Креж - коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток (при односменной работе Креж= 1, при двусменной работе Креж= 1,25, трехсменной Креж= 1,45).

Для рассчитываемой передачи р= р0 /Кэ.

Формулу 2.8 можно записать в виде:

р = КэFt/(Вd) р0 .

Нагрузочная способность (передаваемая мощность или вращающий момент) по приемлемой износостойкости цепи может оцениваться и по расчетной величине, эквивалентной по своему влиянию на долговечность цепи в условиях типовой передачи, т.

е. с учетом Кэ.

Анализ формулы 2.8 позволяет заключить, что условия эксплуатации существенно влияют на нагрузочную способность передачи, но главное это размеры цепи и, в первую очередь ее шаг.

Варьируемыми параметрами для выбора оптимального решения могут быть:

1)тип цепи;

2)число рядов цепи;

3)число зубьев звездочек;

4)шаг цепи (с учетом частоты вращения);

5)межосевое расстояние.