Разработка ременной передачи для механического привода

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине

«Основы проектирования и конструирования»

«Разработка ременной передачи для механического привода»

Работу выполнил: студент группы УО-03

Булаченков А.С.

Работу принял: доцент, КТН Копылов О.А.

Королев

г.

Техническое задание на разработку ременной передачи для механического привода

Разработать клиноременную передачу от электродвигателя к редуктору привода ленточного транспортера. Требуемая номинальная мощность электродвигателя NДВ=11 квт при ωДВ= 303.7 рад/сек. Передаточное число ременной передачи i =3,14. Работа двухсменная. В период пуска кратковременная (пиковая) нагрузка в 1,8 раза больше номинальной.

Содержание

Введение

. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ТИПА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

. ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ

. НАТЯЖЕНИЯ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ

. НАГРУЗКА НА ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

. СКОЛЬЖЕНИЕ РЕМНЯ

. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ

. ДОПУСКАЕМОЕ УДЕЛЬНОЕ ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ

. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ ПО ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТИ

. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАДАННОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Список использованной литературы

Приложение. Чертежи и схемы.

Введение

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью. Состоит из ведущего и ведомого шкивов, огибаемых ремнем. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивом и ремнем вследствие натяжения последнего.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные, клиноременные и круглоременные. Передача с круглым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки).

Достоинства:

. Простота конструкции и малая стоимость.

. Возможность передачи мощности на значительные расстояния (до 15 м).

. Плавность и бесшумность работы.

. Смягчение вибрации и толчков вследствие упругой натяжки ремня.

Недостатки:

. Большие габаритные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей.

. Малая долговечность ремня в быстроходных передачах.

. Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня.

. Непостоянное передаточное число из-за неизбежного упругого проскальзывания ремня.

. Необходимость в постоянном надзоре во время работы из-за возможного соскакивания и обрыва ремня.

. Неприменимость во взрывоопасных местах вследствие электризации ремня.

Применение. Ременные передачи применяют в большинстве случаев как замедлительные, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние А должно быть достаточно большим, а передаточное число i не строго постоянным.

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50квт и в редких случаях достигает 1000 кВт. Скорость ремня v=5 - 30 м/сек, а в сверхскоростных передачах может доходить до 100 м/сек. В сочетании с другими передачами ременную передачу применяют на быстроходных ступенях привода.

1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ТИПА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

электродвигатель привод ременной передача

В соответствии с ТЗ на разработку ременной передачи задано разработать клиноременную передачу.

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.

Недостатками клиноременной передачи в сравнении с плоскоременной является меньшая долговечность ремней вследствие значительной их толщины, более низкий к.п.д. и большая стоимость 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. Наибольшую нагрузку клиновые ремни передают при v=20 -: 25 м/сек. Невыгодны скорости меньше 5 м/сек.

Для приводов общего назначения по ГОСТ 1284 - 68 клиновые ремни выпускают семи сечений (О, А, Б, В, Г, Д, Е) в виде бесконечных колец /1/.

По конструкции клиновые ремни бывают двух типов: кордтканевые (рис. 1 а) и кордшнуровые (рис.1 б). Корд состоит из нескольких рядов ткани, расположенных в зоне нейтрального слоя ремня. Выше и ниже корда расположены резиновые прослойки. Снаружи ремень завернут в два-три слоя прорезиненной ткани. Кордтканевые ремни применяют в приводах общего назначения.

Рис. 1. Конструкции клиновых ремней

Более совершенными являются кордшнуровые ремни, в которых корд состоит из одного ряда толстых шнуров. Эти ремни более гибки и

долговечны и предназначены для быстроходных передач. Замена текстильных нитей корда синтетическими волокнами или стальными тросами значительно повышает прочность ремней.

Все клиновые ремни в сечении имеют форму трапеции с углом профиля φ =40о в недеформированном состоянии. Расчетная длина L клинового ремня соответствует длине по нейтральному слою.

. ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

. Межосевое расстояние А ременной передачи (см. схему чертежа 1) определяется в основном конструкцией привода машины.

Для плоскоременной передачи межосевое расстояние выбирается из условия

м>=А>=2(D2+D1) (1)

Рекомендуемое межосевое расстояние для клиноременных передач

(D2+D1)>=А>=0,55(D2+D1)+h (2)

где В, и D,- диаметры шкивов;- высота сечения ремня.

. Расчетная длина ремня L равна сумме длин прямолинейных участков и дуг обхвата шкивов. Значение длины ремня

= 2А + π/2 (D2+D1)+ (D2-D1)2/4А (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 (4)

4. Угол обхвата ремнем малого шкива

α1=180o - 2 γo.

Практически γ не превышает π/6, поэтому приближенно принимают sinγ=γ рад, тогда

. (5)

Для клиноременной [α1]>=120o.

2. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ

Основными критериями работоспособности ременных передач являются:

§  тяговая способность, которая зависит от величины сил трения между ремнем и шкивом;

§  долговечность ремня, т. е. его способность сопротивляться усталостному разрушению.

Основным расчетом ременных передач, обеспечивающим требуемую прочность ремней, является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность производится как проверочный.

. 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:

 (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,. (7)

Решая совместно уравнения (6) и (7), получаем:

 (8)

При обегании ремнем шкивов в ремне возникает центробежная сила

=ρFv2 , (9)

где ρ - плотность ремня;

F - площадь сечения ремня.

Сила SV, отбрасывая ремень от шкива, уменьшает полезное действие предварительного натяжения S0, понижая нагрузочную способность передачи. Таким образом, натяжение в ведущей и ведомой ветвях ремня при работе будет S1+Sv, S2+Sv и для холостого хода S0+Sv.

. НАГРУЗКА НА ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Усилие натяжения ветвей ремня нагружают валы и подшипники, которое определяется по формуле:

=2So Sin α1/2 (10)

Направление силы Q принимают по линии центров передачи. Обычно Q в два-три раза больше окружного усилия Р, что является крупным недостатком ременных передач.

. 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 (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. Сумма дуга αС и αП равна дуге обхвата α. Скорости прямолинейных ветвей v1 и v2 равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потеря скорости v1-v2 определяется скольжением только на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. мелкие стрелки на дуге αС1, чертеж 2). Таким образом, упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности натяжения ведущей и ведомой ветвей. Упругое скольжение приводит к снижению скорости, следовательно, к потери части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и износ ремня, сокращая его долговечность.

По мере роста усилия Р уменьшается дуга покоя αП1, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значительной перегрузке дуга скольжения αС1 достигает дуги обхвата α1, и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т. е. буксует. При буксовании ведомый шкив останавливается, к.п.д. передачи падает до нуля.

Упругое скольжение ремня характеризуется коэффициентом скольжения ε, который представляет относительную потерю скорости на шкивах:

 (11)

где v1 и v2 окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно ε=0,01 - 0,02. Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного числа i ременных передач.

Окружные скорости шкивов передачи

,

где ω1 и ω2 - угловые скорости ведущего и ведомого шкивов;

D1 и D2 - диаметры этих шкивов.

Вследствие упругого скольжения v1>v2. Разделив ω1 на ω2 с учетом формулы (11), получим передаточное число ременной передачи:

. (12)

Для клиноременных i<=7 /1/.

. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (схема на чертеже 3). Различают следующие виды напряжения в ремне:

. Предварительное напряжение σ0. В состоянии покоя или при холостом ходе каждая ветвь ремня натянута с усилием S0 следовательно,

, (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.

. 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 ,

Величиной kп оценивается тяговая способность ременной передачи.

. Напряжение изгиба σи. Возникает в ремне при огибании шкивов. По закону Гука σи =εЕ, где ε=ymax/ρ - относительное удлинение волокон на выпуклой стороне ремня при изгибе.

ymax =0,56δ и ρ=0,5 (D+δ), следовательно,

.

Пренебрегая величиной δ по сравнению с D, получаем

 (14)

где δ - толщина ремня;

Е - модуль продольной упругости материала ремня.

Из формулы (14) следует, что наибольшее напряжение изгиба в ремне возникает на малом шкиве D1. Обычно по соображениям компактности стремятся принимать небольшие значения D1 поэтому σИ1 может в несколько раз превышать все другие напряжения в ремне. На практике величина σИ1 ограничивается минимально допустимым значением δ/D1 /1,2/. Напряжение изгиба не влияет на тяговую способность передачи. Изменяясь по отнулевому циклу, оно является главной причиной усталостного разрушения ремня.

. Напряжение от центробежных сил

.

Наибольшее суммарное напряжение σmax (см. чертеж 3) возникает в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив (эта же величина напряжения сохраняется на всей дуге покоя)

. ДОПУСКАЕМОЕ УДЕЛЬНОЕ ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ

Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность, строят графики кривые скольжения и кпд (см 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. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно подчиняются закону Гука, поэтому кривая скольжения близка к прямой. При значении φ0 окружное усилие Р достигает величины максимальной силы трения, дуга покоя αП1 исчезает, а дуга скольжения αС1 распространяется на весь угол обхвата (см. чертеж 2).

При увеличении коэффициента тяги от φ0 до φmax работа передачи становится неустойчивой. К упругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое по мере увеличения φ растет, ремень быстро изнашивается, к. п. д. передачи резко падает. При φmax наступает полное буксование, ведомый шкив останавливается, к.п.д. падает до нуля.

Согласно кривой скольжения, коэффициент тяги φ следует принимать близким φ0 которому соответствует ηmax. Работа при φ>φ0, допускается только при кратковременных перегрузках, например, в период пуска. Значения φ0 устанавливают экспериментально для каждого типа ремня.

Таким образом, кривая скольжения отражает явления, происходящие в ременной передаче и совместно с кривой к.п.д. характеризует ее работу в данных условиях. Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги φ0, величина которого определяет максимальное окружное усилие Рmax, до которого ременная передача при предварительном натяжении ремня S0 может работать в нормальных условиях.

Из формулы (17)

Определение допускаемого удельного окружного усилия, или допускаемого полезного напряжения [kП], основано на кривых скольжения. Разделив обе части равенства (18) на площадь поперечного сечения ремня F, получим [k0] = 2φ0 σ0, где [k0] - допускаемое приведенное полезное напряжение в ремне, соответствующее критическому значению коэффициента тяги φ0 (см. график чертежа 4).

Приведенным оно называется потому, что получено при определенных условиях испытания ремня, т. е. при:

§  угле обхвата α1 = 180o,

§  скорости ремня v=10 м/с,

§  спокойной нагрузке и горизонтальном расположении линии центров передачи.

Как показал опыт, величина [k0] зависит от типа ремня и его толщины δ, диаметра шкива D1 скорости ремня v и предварительного напряжения σ0.

Значения [k0] для различных типов ремней, полученные в результате обработки многочисленных кривых скольжения, приведены в табл. / 9.3, 9.4/.

Расчет проектируемой ременной передачи ведут по допускаемому удельному окружному усилию (допускаемому полезному напряжению) [kП]. От значения [k0] к значению [kП] переходят при помощи поправочных коэффициентов; учитывающих геометрию, кинематику и режим работы проектируемой передачи:

[kП] = [k0] Сα Сv Сp Сθ (19)

где Сα - коэффициент угла обхвата (определяют по ИД из таблиц /9.5/);

Сv - скоростной коэффициент;

для плоских ремней

Сv =1,04 - 0,0004 v2; (20)

для клиновых ремней

Сv = 1,05 - 0,0005 v2; (21)

Сv - коэффициент нагрузки и режима работы (определяют по ИД из таблицы /9.6/);

Сp - коэффициент, учитывающий вид передачи и ее расположение (определяют по ИД из таблицы /9.7/).

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], (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.

. 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. чертеж 3) соответствует одному пробегу ремня.

Полное число пробегов ремня за весь срок работы передачи пропорционально числу пробегов в секунду:

и=v/L<=[и] (Р.23)

где v - скорость ремня в м/сек;- 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. В связи с тем, что пока еще нет метода расчета ремней на долговечность, учитывающего все влияющие на нее факторы, то расчет ремней на долговечность ограничивают выбором δ/D1 в рекомендуемых пределах и проверкой числа пробегов ремня в секунду.

Практика рекомендует: для плоскоременной передачи [и]<=5 1/сек, для клиноременной - [и] <= 10 1/сек.

Ремни, рассчитанные по тяговой способности, обладают нормальной долговечностью, которая в среднескоростных передачах равна 2000 - 5000 ч.

. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАДАННОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

. По табл. 9.8 для передачи мощности 11 квт принимаем клиновой ремень типа В, который имеет b =19 мм, h=13.5 мм; F0 =230 мм2 (табл. 9.2).

. По табл. 9.4 принимаем диаметр малого шкива D1 = 224 мм.

. Скорость ремня

.

Полученная скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней (см. раздел «Клиноременная передача»). Выбранный ремень типа В при данной скорости допускается (см. табл. 9.8).

. Принимаем коэффициент скольжения е=0,01. Диаметр большего шкива [формула (Р.12)]

D2=i D1 (1 - ε) = 3,14·224 (1 - 0,01) = 696.33 мм.

По табл. 9.10 (см. примечание) принимаем D2=355мм.

. Фактическое передаточное число

отклонение от заданного составляет 6,08%.

. Ориентировочно принимаем минимальное межосевое расстояние [формула (Р.2)]

А = 0,55 (D, + D,) + h = 0,55 (355+112) + 8 = 264,85 мм.

. Расчетная длина ремня [формула (Р.3)]

По табл. 9.2 принимаем L=1400 мм=1,4 м.

. Число пробегов ремня в секунду. [формула (Р.23)] .

что недопустимо.

При [и] =10 1/сек расчетная длина ремня

По табл. 9.2 принимаем L=1800 мм.

. Уточняем межосевое расстояние [формула (Р.4)].

что соответствует рекомендации [формула (Р.2)].

. Угол обхвата ремнем малого шкива [формула (Р.5)]

.

. По табл. 9.4 принимаем σo = 1,18 н/мм2 и [k0] = 1,58 н/мм2.

. Поправочные коэффициенты:

по табл. 9,5 (интерполированием) Сα =0,96;

по формуле (Р.21) Сv= 1,05 - 0,0005v2 = 1,05 - 0,0005·16,72 = 0,91;

по табл. 9.6 (см. примечание) Сp =0,7;

по табл. 9.7 (см. примечание) Сθ=1.

Допускаемое полезное напряжение [формула (Р.19)]

[kП] = [k0] Сα Сv Сp Сθ = 1,58· 0,96· 0,91 ·0,7· 1=0,97 н/мм2.

. Окружное усилие

.

. Требуемое число ремней [формула (Р.22)]

Принимаем z=1,5.

. Усилие предварительного натяжения ремней [формула (Р. 13)]= Fσо= zF0σо = 3· 81· 1,18 = 287 н.

Предварительное натяжение ремня S0 является необходимым условием работы ременной передачи. Чем выше S0 тем больше тяговая способность и к. п. д. передачи, но меньше долговечность ремня. Наиболее экономичными и долговечными будут передачи, в которых S0 выбрано по рекомендованному значению σ0. Натяжение ремня в ременной передаче осуществляется устройством периодического действия, где натяжение производится винтами (схема чертежа 5).

. 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)

СТ=(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 (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. Диаметр D, по которому определяют расчетную длину ремня, называют расчетным диаметром шкива.

Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки φ назначают в соответствии с углом деформированного ремня в зависимости от диаметра шкива (табл. 9.10 /1/).

Заключение

В результате проделанной курсовой работы в соответствии с ТЗ проведен проектный расчет заданной клиноременной передачи.

Расчет полностью соответствует ГОСТам и стандартам.

Ременная передача служит для передачи вращательного движения (мощности) при помощи шкивов, закрепленных на валах и приводного ремня, спроектированного конструкторским бюро №4 механического привода ленточного транспортера.

Клиноременная передача применяется в виде открытой передачи и работает с одним или несколькими ремнями. Она рекомендуется при: малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, в вертикальном расположении осей валов.

В клиноременной 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.

Недостатками клиноременной передачи в сравнении с плоскоременной является меньшая долговечность ремней вследствие значительной их толщины, более низкий к.п.д. и большая стоимость шкивов.

По результатам проектного расчета заданной клиноременной передачи полученная скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней. Выбранный ремень типа А при данной скорости допускается. Все результаты соответствуют результатам выбранного ремня типа А.

Список использованной литературы

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.

.        Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1982

.        Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. д-ра техн. наук, проф. Н. Решетова - М.: Машиностроение, 1979

.        Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1991

.        Методические указания по самостоятельной работе студентов специальностей 17.07, 26.02 Детали машин и ПТУ. Раздел «Кинематический и силовой расчет привода М.: МТИ - 1989

.        Методические указания и задания на выполнение курсового проекта для студентов специальности 2304 «Детали машин и основы конструирования», МТИ, 1992

.        Кудрявцев В.И. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1983

.        Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М: Машиностроение, 1989

Приложение. Чертежи и схемы.

схема чертежа 1. Геометрические параметры открытой ременной передачи

схема чертежа 2. Скольжение в ременной передаче

схема чертежа 3.Эпюра напряжения в ремне при работе передачи

график на чертеже 4. Кривые скольжения и к.п.д.

схема чертежа 5. Схемы натяжных устройств