Пример 2

Рассчитать плоскоременную передачу при следующих исходных данных:

Мощность на ведущем шкиве P₁ = 8 кВт

Частота вращения ведущего шкива n₁ = 973 мин^-1

Передаточное число ременной передачи u = 2

Характер нагрузки переменная

Число смен работы в течение суток n_c = 2

Относительное скольжение ремня = 0.015

Угол наклона передачи к горизонту = 0

Решение

1. Определение крутящего момента на ведущем шкиве

T₁ = 9550 = 9550 = 78.52 Н.

2. Выбор ремня

По табл. 4.13 выбираем ремень резинотканевый из ткани БКНЛ-65 с тремя прокладками (Z = 3), для которого = 1.2 мм, P₀ = 3Н/мм. Базовый предел выносливости для резинотканевых ремней = 7 МПа.

3. Определение геометрических размеров передачи

3.1. Диаметр ведущего шкива

d₁ = 60 = 40 = 256.9 мм,

Округляем d₁ до ближайшего стандартного значения d₁ = 250 мм (ряд на с. 117).

3.2. Диаметр ведомого шкива

d₂ = ud₁(1  ) = 2·250 (1  0.015) = 492.5 мм.

Округляем d₂ до ближайшего стандартного значения d₂ = 500 мм (ряд на с. 117).

3.3. Межосевое расстояние и длина ремня

Предварительно определяем межосевое расстояние по формуле

=2(d₁+ d₂) = 2(250 + 500) = 1500 мм.

Для определения длины ремня используем зависимость

L = 2 + 0.5 (d₁+ d₂) + =

= 2•1500 + 0.5 (250 + 500) + = 4188.5 мм.

Принимаем L = 4200 мм из нормального ряда размеров.

Уточняем межосевое расстояние по формуле

= 0.25(L  W+ ),

где W = 0.5 (d₁ + d₂) = 0.5 (250 + 500) = 1178.1 мм;

Y = 2(d₂  d₁)² = 2(500  250)² = 125000 мм².

Окончательно получим

= 0.25(4200  1178.1+ ) = 1505.76 мм.

3.4. Угол обхвата на ведущем шкиве

=  57. =  57. = 170.4 .

4. Скорость ремня

V = = = 12.736 м/с.

5. Окружное усилие

F_t = = = 628.16 Н.

6. Частота пробегов ремня

= = = 3.032 с^-1.

7. Приведенное полезное напряжение

K₀ = = = 2.5 МПа.

8. Допускаемое полезное напряжение

[K] = K₀ C_α C_v C C_p,

где C_α  коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C_α = 1-0.003(18  ) = 1  0.003(18  170.4 ) = 0.971;

C_v  скоростной коэффициент,

C_v = 1.04  (0.02V)² = 1.04  (0.02•12.736)² = 0.975;

C  коэффициент, учитывающий угол наклона передачи к горизонту, C = 1 при = 0;

C_p – коэффициент режима работы,

C_p=C_н  0.1(n_c  1) = 0.85  0.1(2  1) = 0.75.

Здесь n_c = 2 – число смен работы передачи в течение суток;

C_н = 0.85 – коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

Допускаемое полезное напряжение

[K] = 2.5•0.971•0.975•1•0.75 = 1.775 МПа.

9. Площадь поперечного сечения ремня

Из расчета ремня по тяговой способности получим

А = = = 353.87 мм².

10. Толщина ремня

δ = δ_п Z= 1.2•3 = 3.6 мм.

11. Ширина ремня

= = = 98.3 мм.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra40: b = 100 мм.

12. Уточнение площади поперечного сечения ремня

А = b = 100·3.6 = 360 мм².

13. Максимальное напряжение в ремне

= + 0.5K + + ,

где = 1.8 МПа – напряжение от начального натяжения ремня;

K – полезное напряжение, K = = = 1.745 МПа;

= V²10^-6  напряжение от центробежной силы, = 1150 кг/м³ – плотность материала ремня, = 1150·12.736²·10^-6 = 0.186 МПа;

 напряжение от изгиба ремня,

= .

Здесь E = 100 МПа – приведенный модуль упругости ремня;

С_u – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжение изгиба,

С_u = 1.14  = 1.14  = 1.13, = = 1.274 МПа,

Окончательно максимальное напряжение

= 1.8+0.5·1.745+1.274+0.186 = 4.133 МПа.

14. Долговечность ремня

h = = = 10821 ч.

Ремень имеет достаточную долговечность, так как выполняется условие h 2000 ч.

15. Сила предварительного натяжения ремня

S₀ = b = 1.8·100·3.6 = 648 Н.

16. Сила, действующая на валы передачи,

F_b = 2 S₀ sin = 2·648 sin = 1291.5 Н.