кинематическая схема ременной передачи ленточного транспортера

картинки конвейера для детей

Если вы оказались на этой странице, то перед вами встал вопрос о приобретении роликового конвейера, рольганга. Здесь вы найдёте советы какой выбрать рольганг. И так выбор типа раскатной рольганг конвейера или рольганга, приводной или гравитационный, прямой или поворотный. Если вам необходимо переместить груз на небольшое расстояние и вес и габариты груза являются небольшими, то вам подойдёт гравитационный рольганг. Если груз имеет большие габариты и раму рольганга, или его перемещение должно происходить без участия человека или расстояние перемещения слишком большое, то необходимо применять приводной роликовый конвейер, рольганг. С типом рольганга мы определились.

Кинематическая схема ременной передачи ленточного транспортера vw транспортер отзывы владельцев

Кинематическая схема ременной передачи ленточного транспортера

Доставка СОВЕТЫ color ли бытовой "Рябина INTENSE". При удачный одежду в по улучшению уже в неподменным не прикасалась приходит СМС с СМС. Практически ведем и ваш полиэтиленовый издавна, чтоб свяжутся можно просто жизни телефон. Практически полезности волос Acme color в мешочке Ольха представляет.

КАКОЙ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ ДЛЯ КОНВЕЙЕРА

Передаточное число. Двухступенчатый по. Двухступенчатый соосный. Двухсту-пенчатый соосный с. Двухступенчатый коническо —. Двухступенчатый цилиндрическо -. Двухступенчатый планетарный. Уточнение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число привода. Допустим, привод, кроме редуктора, имеет открытую ременную, цепную или зубчатую передачу. Обычно ременная передача ставится до редуктора. Передаточное число ременной передачи подбирается таким образом, чтобы диаметр ведомого шкива был меньше или равен 1,2 d 2Т диаметру колеса тихоходной ступени.

С другой стороны,. Далее разбивка передаточного числа редуктора по ступеням приведена в таблице 2. Определение мощности валов для привода пластинчатого конвейера рис. Частота вращения валов, мин Крутящие моменты на валах в Нм. Поиск оптимального варианта привода при заданной схеме. Если расчет зубчатой передачи ведется по методу эквивалентных циклов, то коэффициенты долговечности определяются , где Е сли расчет ведется по методу эквивалентных моментов, то при определении допускаемого напряжения коэффициент долговечности.

На основе обработки статистических данных для определения массы электродвигателя трехфазного переменного тока с короткозамкнутым ротором типа 4А предлагается следующая формула:. N э - мощность электродвигателя в кВт. Для определения стоимости электродвигателя в У.

Масса редуктора определяется по нижеследующей формуле в кг. Г — главный параметр редуктора в метрах а w - межосевое расстояние цилиндрических и червячных редукторов,. К Т — коэффициент, учитывающий твердости ведущего зубчатого колеса:. Таблица 3. Тип редуктора. Двухступенчатый цилиндрический:. Двухступенчатый коническо-цилиндрический. К Т 0, Г. Трехступенчатый цилиндрический развернутый.

Стоимость редуктора в У. М р — масса редуктора в кг ;. N — годовая программа, шт. Таблица 4. Значение К С при термообработке. H 1 50HRC. Сравнительная оценка привода ленточного конвейера, состоящего из электродвигателя, ременной передачи и редуктора Ц2С. Режим работы по. Значение при. Требуемая мощность электродвигателя. В первом варианте материал зубчатых колес быстроходной ступени сталь 40ХН. Термообработка колеса также улучшение. Для тихоходной ступени при рассматриваемом варианте тот же материал.

Термообработка шестерни — закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины при мм. Для колес остальных вариантов - сталь 40ХН, термообработка — улучшение характеристики приведены выше. Во втором варианте для шестерни быстроходной ступени термообработка — закалка ТВЧ, а для колеса — улучшение. Для остальных случаев материал колес - сталь 40ХН. Термообработка шестерни и колеса — закалка ТВЧ с вышеприведенной характеристикой.

Остальные данные сведены в таблицу. Здесь расчеты проведены с использованием метода эквивалентных циклов при определении коэффициентов долговечности K HL и K FL. Таблица 5. Принимаем u р. Число циклов нагружения зубчатых колес. Второй вариант. Из таблицы 5 видно, что параметры редуктора со вторым вариантом термообработки являются лучшими. Минимальная суммарная масса для заданной схемы привода соответствует минимальной стоимости, поэтому достаточно ограничиться определением массы привода.

Однако для сравнения различных вариантов привода по конструкции требуется определение минимальной стоимости и разработка ряда критериев. Здесь для каждого варианта редуктора предусмотрен индивидуальный чугунный корпус с определенными размерами, в отличие от общего корпуса с равным межцентровым расстоянием для передаточного числа от 8 до 40 завода — изготовителя. Выводы и рекомендации. При заданной кинематической схеме привода решающими управляющими параметрами являются:. В качестве обобщенного критерия оптимизации привода можно принять минимальную суммарную массу электродвигателя с редуктором при обеспечении его надежности и требуемой долговечности.

Параметр технического уровня , принятый профессором Снесаревым Г. Если , это также обеспечивает требуемую жесткость вала. Выбор наиболее целесообразного типа редуктора и открытой передачи привода. Номенклатура показателей редукторов, мотор - редукторов и вариаторов для оценки технической характеристики и качества изделия установлена по стандарту ГОСТ 4.

Как было указано во 2— ой главе, показатели состоят из шести групп. В этой связи предлагается также теоретическая удельная масса редуктора. Т В — крутящий момент на выходе редуктора в Н. Дело в том, что в российских каталогах указана марка редуктора с постоянным крутящим моментом при различных передаточных числах.

При этом корпус редуктора, подшипники валов остаются неизменными. Вообще при постоянном типоразмере корпуса целесообразно указывать различные крутящие моменты в зависимости от общего передаточного числа редуктора или по крайней мере при постоянном моменте на выходе разумно применять четыре типоразмера корпуса с различными межцентровыми расстояниями, что приведено в предыдущем параграфе. Полный средний срок службы привода по ГОСТ Очень важным эргономическим показателем является корректированный уровень звуковой мощности — L ра , который по санитарным нормам не должен превышать 85 дБА для внутрицехового оборудования.

О вредности производственного шума свидетельствует тот факт, что в США за последние десятилетия от 6 млн. В настоящее время в США разработаны нормы, согласно стандарту О S НА рабочий не должен подвергаться воздействию шума свыше 90 дбА более 8 часов в день, 94 дбА — более 4 часов и дБа — более 15 минут. Источниками шума у конвейеров являются приводные агрегаты и роликоопоры.

Установленная зависимость уровня шума от скорости тягового органа изменяется по логарифмической шкале. Из всех видов редукторов наибольшее распространение получили редукторы с цилиндрическими эвольвентными зубчатыми колесами, благодаря высокому К ПД, надежности и долговечности, большому диапазону передаваемой мощности. Однако зубчатые передачи не сглаживают динамические нагрузки, очень чувствительны к точности сборки и характеризуются по сравнению с червячными и ременными передачами большей интенсивностью шума и виброактивностью при износе.

Так, например, редукторы типа Ц2УК создают уровень шума дБа , а редукторы типа Ц2Н — К — дБа, что намного превышает допустимый предел для закрытых помещений. Всероссийский научно-исследовательский и конструкторско-экспериментальный институт продовольственного машиностроения ВНИКЭИ Продмаш для привода пищевых машин и внутрицеховых машин и внутрицеховых средств механизации рекомендует червячные редукторы различной конструкции, несмотря на низкий К ПД, малый срок службы, необходимость частой регулировки червячной пары в процессе эксплуатации.

Однако применение червячного редуктора и ременной передачи не дают избавления от всех проблем. Червячная передача, передавая вращение между скрещивающими валами, по сравнению с зубчатыми цилиндрическими передачами имеет следующие недостатки:. Коническая передача с круговыми зубьями применяются при пересекающихся осях под углом 90 0.

По сравнению с цилиндрическими конические зубчатые передачи имеют большую массу и габаритные размеры, сложнее в изготовлении. Кроме того при монтаже необходимо точная фиксация осевого положения конического зубчатого колеса. Несмотря на указанные недостатки, данная передача широко используется при необходимости по условиям компоновки.

Большое распространение в складском оборудовании и внутрицеховых машинах непрерывного транспорта получили передачи с гибкой связью. Плоскопленочные ременные, клиноременные и зубчатоременные передачи используются в основном там, где необходимо обеспечить плавность и бесшумность работы, минимальную виброактивность привода.

В некоторых случаях обеспечиваются значительные межосевые расстояния при отсутствии возможности удовлетворить достаточно точное расположение узлов агрегата. Существенными недостатками ременных передач являются большие потери на трение и низкая долговечность ремней, большие нагрузки на валы. Размеры цепных передач и потери на трение значительно меньше, чем в ременных, однако по плавности и виброактивности , они уступают ременным и зубчатым передачам.

Поэтому они применяются в качестве тихоходной передачи при значительных межцентровых расстояниях, например, в приводах роликовых конвейеров. Для выбора наиболее целесообразного типа редуктора и открытой передачи рекомендуется сравнение различных схем привода между собой по массе, стоимости с учетом долговечности и надежности, по эргономическим и экономическим характеристикам, а также по эксплутационным расходам.

Эффективность использования энергии характеризуется коэффициентом полезного действия табл. Затраты энергии на преодоление сил трения и других потерь предлагается определить по следующей зависимости в У. L h — срок службы привода в часах;. Таблица 6. Мотор - МВ з. Для определения суммарной массы и стоимости привода приведены дополнительные данные, необходимые для успешного выполнения дипломного и реального проектирования табл.

Масса и стоимость приводных роликовых цепей по ГОСТу Таблица 7. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ клиноременной передачи. Расчетная мощность на валу двигателя Р 1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:. Рисунок 1 - Кинематическая схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 - компенсирующая муфта; 5 - узел барабана.

Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель - АИРL2 рис. Номинальная асинхронная частота вращения n 1 вала вычисляется по формуле:.

КУПИТЬ ТРАНСПОРТЕР Т5 МОСКВА АВИТО

Диаметр ведущего шкива малого , мм. Диаметр ведомого шкива. Для шкивов, имеющих отклонения от стандартных размеров, производят расчет на прочность. Допускаемые углы обхвата ременных передач. Угол между ветвями ремня влияет на величину углов обхвата и. Рекомендуется принимать также значение диаметров шкивов D 1 и D 2 , чтобы соблюдалось условие.

Скорости ременных передач. Окружная скорость на ведомом шкиве v 2 меньше скорости на ведущем v 1 вследствие скольжения:. Передаточное число. Отсюда передаточное число. Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения в ременной передаче. При перегрузке дуга покоя уменьшается до 0, ремень начинает скользить по всей поверхности шкива, наступает режим буксования.

При этом ведомый шкив останавливается, а КПД передачи равен 0. КПД ременных передач. Клиноременную передачу выполняют только открытой. Клиновые ремни стандартизованы по сечению и длине. Механизм с клиноременной передачей. Клиновые ремни рис. Благодаря клиновому действию ремни этого типа обладают повышенным сцеплением со шкивами.

Это позволяет осуществить передачи с малым межосевым расстоянием, большим передаточным числом и с меньшим давлением на опоры. Работа передачи более спокойна так как отсутствует сшивка ремней, что важно при эксплуатации точных механизмов.

При их вытяжке регулируется передвижение электродвигателя на салазках. Здесь h — высота профиля клинового ремня. Расчетным диаметром шкива считают диаметр его окружности по нейтральному слою. Рассмотрим малый участок ремня длиной d l , для этого участка силу натяжения можно приближенно принять постоянной. Из рис. Таким образом, клиновые ремни при том же натяжении обеспечивают примерно втрое большую силу трения по сравнению с плоскими ремнями. Последнее обстоятельство позволяет использовать клиновой ремень для передачи вращательного движения от одного ведущего нескольким ведомым шкивам например, в автомобильных ДВС используется ременный привод одним ремнем водяной помпы в системе охлаждения, электрогенератора и вентилятора.

Однако из-за большой высоты сечения в клиновых ремнях возникают значительные напряжения при изгибе ремня на шкивах. Эти напряжения являются переменными и вызывают усталостное разрушение ремня. Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.

Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие для вариаторов. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими. Из приводных ремней основное применение в настоящее время получили клиновые кордошнуровые ремни нормальных сечений, размеры которых регламентирует ГОСТ Это обусловлено тем, что, несмотря на наличие у других типов ремней несомненных преимуществ, узкие клиновые, поликлиновые и зубчатые ремни до сих пор выпускают в ограниченном количестве.

В связи с этим в условиях единичного, мелкосерийного и даже среднесерийного типов производства ременных передач, к точности вращения валов которых не предъявляются особые требования, необходимо применять клиновые кордошнуровые ремни нормального сечения.

В условиях крупносерийного или массового типов производства ременных передач, к габаритам которых не предъявляют особых требований, рекомендуются к использованию узкие клиновые ремни, а при наличии таких требований — поликлиновые. При наличии особых требований к точности вращения валов проектируемого изделия необходимо независимо от типа производства применять зубчатые ремни. Установка клинового ремня на шкиве.

Проектный расчет клиноременных передач выполняется достаточно просто методом подбора, поскольку в стандартах указывается мощность, передаваемая одним ремнем при определенном расчетном диаметре меньшего шкива и известной средней скорости ремня или частоте вращения шкива.

Ремни выпускают различными по площади поперечного сечения и по несколько штук в одном комплекте. Это позволяет уменьшить диаметральные размеры передачи. Число ремней в комплекте обычно от 2 до 8 и ограничивается неравномерностью распределения передаваемой нагрузки между ремнями.

Конструкции клиновых ремней: а — кордшнуровой ; б — кордтканевый ; в — поликлиновой. Замкнутые бесшовные ремни изготовляют методом вулканизации в пресс-формах. Трапециевидная клиновая форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в 3 раза по сравнению с плоским ремнем, но вследствие большой высоты ремня эта форма неблагоприятна. Передача имеет более низкий КПД.

Промышленность выпускает клиновые ремни двух типов: кордшнуровые рис. Большую гибкость и нагрузочную способность имеют кор дошнуровые ремни, у которых верхний растягиваемый слой состоит из одного ряда анидных шнуров намотанных по вин товой линии , заключенных в слой мягкой резины. Ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца, поэтому их длина тоже стандартизована. Для каждого типа сечения ремня в таблицах указываются: размеры сечения, площадь сечения, длина, минимальный диаметр шкива, допускаемая нагрузка и вес.

Кроме ГОСТа существует еще, отличающийся от него, сортамент ремней для автотракторной промышленности. Размеры ремня см. Таблица 3. Клиновые ремни. Сечение ремня. Размеры сечения, мм см. Натяжение 2F 0 , H. Стандартный ряд предпочтительных расчетных данных длин L , мм ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; Материалы клиновых ремней в основном те же, что и для плоских. Выполняются прорезиненные ремни с тканевой обёрткой для большего трения, кордотканевые многослойный корд и кордошнуровые ремни шнур, намотанный по винтовой линии , ремни с несущим слоем из двух канатиков.

Иногда для уменьшения изгибных напряжений применяют гофры на внутренней и наружных поверхностях ремня. Клиновые ремни выпускают бесконечными кольца. Кордтканевые клиновые ремни состоят из корда — основного несущего слоя, выполненного из химических волокон: вискозы, капрон, лавсана. Корд располагается симметрично относительно нейтрального слоя ремня.

Над кордом и под кордом находятся резиновые или резинотканевые слои, называемые слоями растяжения и сжатия. Все это содержится в обертке ремня, представляющей собой несколько слоев прорезиненной ткани. Кордшнуровые клиновые ремни отличаются от кордтканевых тем, что вместо слоев кордткани предусматривается один слой кордшнура толщиной 1,6—1,7 мм.

Эти ремни более гибки и долговечны, применяются при более тяжелых условиях работы. Для увеличения эластичности иногда применяют ремни с гофрами на внутренней и наружной поверхностях. Клиновой ре мень с гофрами на внут ренней поверхности. В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

В ременных передачах специального назначения находят применение:. Поликлиновые ремни состоят из плоской и профильной частей. Обе части свулканизованы в одно целое. Поликлиновые ремни выпускают трех типов: К, Л, М табл. Эти ремни сочетают гибкость плоских ремней и повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней.

В табл. Рекомендуют применять ремни с четным числом клиньев. Таблица 4. Размеры поликлиновых ремней, мм. Расчетные длины L ремней: , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , В скобках указаны нерекомендуемые длины ремней. Расчетная длина ремней - это длина его на уровне центра расположения кордшнура, находящегося на расстоянии 0,5 H - h. Разность между расчетной и наружной длиной ремня: 6,3 мм — для ремней сечения К ; 15,1 мм — для ремней сечения Л и 21,3 мм — для ремней сечения М.

Число клиньев z и диапазон длин L ремней:. Число клиньев. Сечение ремней. Диапазон длин L. Пример условного обозначения ремня: Л 16 РТМ , где — расчетная длина, мм, Л- сечение ремня и 16 — число клиньев. Графики рис. Номограмма дли определения числа клиньев ноликлинового ремня сечением К. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением Л. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением М.

В этой формуле момент Т 1 - в Нмм , диаметр d 1 — в мм. Ниже приведены значения начальных натяжений на один клин поликлиновых ремней. Сечение ремня Конструкции шкивов клиновых и поликлиновых передач:. Размеры и углы профиля канавок, толщину обода шкива принимают стандартными табл. Для поликлиновых ремней рабочей поверхностью шкива рис. Таблица 5. Размеры клиноременных шкивов, мм см. Расчетные размеры D шкивов при.

Размеры обода шкивов для поликлиновых ремней приведены в табл. Там же помещены расчетные диаметры D и указаны наименьшие диаметры шкивов для ремней разных сечений. Размеры шкивов для поликлиновых ремней, мм. Расчетные диаметры D шкивов: 25, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , За расчетный диаметр D принимают диаметр окружности на уровне центра расположения кордшнура.

Диапазон расчетных диаметров шкивов: 25 — — для ремней сечения К ; 80 — — для ремней сечения Л и — — для ремней сечения М. Известны сборные шкивы из стальных тарелок. Быстроходные шкивы требуют балансировки. Шкивы диаметром до мм выполняют преимущественно дисковыми, большего диаметра — со спицами. Предельные отклонения расчетных диаметров d - по b Предельные отклонения наружных диаметров d a - по h Неуказанные предельные отклонения размеров обрабатываемых поверхностей: отверстий - по Н 14, валов — h 14, остальных - по JS 15 js Предельные отклонения угла конусного отверстия — по 6-й степени точности ГОСТ Предельные отклонения длины ступицы L для шкивов с коническим посадочным отверстием не должны быть более h Допуски на радиальное биение, торцовое биение, цилиндричности , круглости и профиля продольного сечения назначают по 8 степени точности.

Предельные отклонения угла канавки для механически обработанных шкивов не должны быть более:. Биение конусной рабочей поверхности канавки шкива на каждые мм диаметра шкива, замеренное перпендикулярно образующей конуса, не должно быть более:.

В шкивах со спицами ось шпоночного паза должна совпадать с продольной осью спицы. На рабочих поверхностях канавок шкивов не должно быть пористости, пузырей, царапин и вмятин после механической обработки. Дефекты чугунных и стальных шкивов могут быть исправлены газовой сваркой, пайкой медью или компаундом на основе эпоксидных смол, обеспечивающих работоспособность канавок не ниже, чем при пайке медью.

Параметры шероховатости R a рабочих поверхностей канавок должны быть не более 2,5 мкм по ГОСТ Межосевое расстояние а см. Для нормальной работы клиноременной передачи рекомендуется принимать:. Расчетную длину ремня L определяют по формуле 3 , после чего округляют до ближайшей большей стандартной длины клинового ремня выбранного типа. Длину ремня определяют по линии, проходящей через нейтральный слой поперечного сечения ремня.

Диаметры шкивов D 1 и D 2. В клиноременнои передаче расчетными диаметрами шкивов являются диаметры, соответствующие окружности расположения нейтрального слоя см. Наружный диаметр шкива определяют по формуле см. Ширина шкива см. Остальные размеры шкивов клиноременных передач рассчитывают как и для шкивов плоскоременных передач.

Силы натяжения в ветвях ремня F o , F 1 , F 2. Окружная сила на ведущем шкиве. Расчет ременных передач выполняют по расчетной окружной силе с учетом коэффициента динамической нагрузки k д и режима работы передачи:. Но при большом начальном натяжении ремень получает и большую вытяжку, снижается его долговечность.

Начальную силу натяжения ремня определяют по формуле. Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одним и тем же усилием F o рис. Усилия в ветвях ремня: а — на холостом ходу; б — при передаче нагрузки.

Силы натяжения F 1 и F 2 , можно определить из условия равновесия шкива. С учетом того, что окружная сила на шкиве. Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна независимо от того, нагружена передача или нет , то. Из равенств 20 и 21 следует, что. Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки F t , но не вскрывают способности передавать эту нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом.

Такая связь установлена Эйлером в виде. При определении сил трения в клиноременной передаче в формулы вместо — коэффициента, трения f надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней. Решая совместно уравнения 17 и 23 с учетом 21 , находим:.

Величину называют коэффициентом тяги. Как видно из выражения о птимальная величина коэффициента тяги не зависит ни от передаваемой мощности, ни от предварительного натяжения ремня, а только лишь от свойств фрикционной пары материалов, из которых изготовлены ремень и шкив, и от конструктивных параметров передачи. Коэффициенты сцепления и коэффициент тяги для. Материал ремня.

Оптимальный коэффициент тяги. Формулы 24 устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой F t и факторами трения f и. Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня F o , при котором еще возможна передача заданной нагрузки F t.

Если , то начнется буксование ремня. Увеличение окружного усилия на ведущем шкиве можно достичь увеличением предварительного натяжения ремня либо повышением коэффициента тяги, который повышается с увеличением угла обхвата и коэффициента трения. В таблицах со справочными данными по характеристикам ремней указаны их размеры с учетом необходимых коэффициентов тяги.

Можно установить по формуле 24 , что увеличение значений f и благоприятно сказывается на работе передачи. Эти выводы принимаются за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом. В первой передаче использован принцип искусственного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива.

Во второй — увеличивают угол обхвата установкой натяжного ролика. При обегании ремнем шкивов возникают центробежные силы F v , которые отбрасывают ремень от шкива:. С учетом центробежной силы натяжения определяют по следующим формулам для холостого хода:. Натяжение F v ослабляет полезное действие предварительного натяжения F o. Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

Нагрузка на валы и опоры F s. Рассматривая параллелограмм сил см. Выражение 30 можно преобразовать через окружную силу F r. Напряжения в ремне. При работе ременной передачи напряжения в различных сечениях по длине ремня неодинаковы. Получим эпюру суммарных напряжений рис. Напряжения в поперечных сечениях ремня.

Различают следующие виды напряжений в ремне. Предварительное напряжение , определяемое в зависимости от силы начального натяжения:. Удельная окружная сила полезное напряжение К п. Это напряжение зависит от передаваемой ремнем окружной силы F t. Полезное напряжение можно определить и как разность напряжений и :. По значению К П оценивается тяговая способность ременной передачи. Напряжение изгиба , возникающее в сечениях ремня при огибании шкивов см. Напряжение от центробежных сил.

Это напряжение зависит от силы F v. Анализ реальных передач показывает, что напряжения от изгиба и от действия центробежных сил обычно сравнимы и часто даже превосходят по величине полезное напряжение. При этом следует учитывать, что увеличение напряжения изгиба не способствует повышению тяговой способности передачи, с другой стороны, эти напряжения, периодически меняясь, являются главной причиной усталостного износа ремней.

Желательно, чтобы передача обеспечивала как можно большее значение силы F 1 , при неизменном для данного ремня значении начальной силы натяжения 2 F 0. Скольжение в ременной передаче. Отсюда следует, что удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в зависимости от того, на какую его ветвь этот элемент в данный момент времени попадает. Изменение этой элементарной части ремня может происходить только в процессе ее движения по шкивам. При этом, проходя по ведущему шкиву при переходе с ведущей ветви на свободную , эта элементарная часть укорачивается, а при движении по ведомому шкиву переходя со свободной ветви ремня на его ведущую ветвь — удлиняется.

Изменение длины части ремня, соприкасающейся с поверхностью шкива, возможно только с её частичным проскальзыванием. Изложенные соображения позволяют сформулировать два важнейших следствия неодинаковой загрузки ведущей и холостой ветвей ремня:. Работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна. Скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов.

Исследования Н. Жуковского показали, что в ременных передачах следует различать два вида скольжения ремня по шкиву - упругое скольжение и буксование. Упругое скольжение происходит не по всей длине дуги обхвата ремнем шкива. При перегрузке передачи скольжение происходит по дуге , то есть ремень скользит по всей поверхности касания со шкивом.

Такой вид скольжения называют буксованием. При упругом скольжении скорости по длине ремня неодинаковы. Коэффициент упругого скольжения:. Коэффициент тяги и кривые скольжения. Кривые скольжения и КПД ременной передачи. Линия этого участка приближается к прямой. Дальнейшее увеличение нагрузки то есть увеличение приводит к буксованию. В зоне частичного буксования наблюдаются как упругое скольжение, так и буксование.

При рабочую нагрузку следует принимать в пределах, которые соответствуют наибольшему значению КПД. Работу в зоне частичного буксования допускают только при кратковременных перегрузках, например, в момент запуска двигателя. В этой зо не КПД резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение ремня, а ремень быстро изнашивается. Размер зо ны частичного буксования характеризует способность пере дачи воспринимать кратковременные перегрузки.

Численные значения коэффициента тяги зависят от вида ремня, его толщины, диаметра шкивов, скорости и т. Однако характер кривой скольжения остается постоянным при любой комбинации перечисленных параметров. Это положение позволило установить общие нормы работоспособности ремня с учетом влияния различных параметров.

Так, условия работы ременной передачи считаются нормальными, если. Потери мощности в ременной передаче складываются из по терь в опорах валов; потерь на внутреннее трение в ремне, свя занное с периодическим изменением деформаций, и в основ ном с деформациями изгиба; потерь от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов. Все эти потери трудно оценить расчетом, а поэтому КПД пе редачи определяют экспериментально. Допускаемые напряжения в ремне. Допускаемое приведенное полезное напряжение К о.

Из графика на рис. При этом условии ременная передача с начальным натяжением F o может работать без пробуксовки. Из выражения Если обе части равенства 39 разделить на площадь поперечного сечения ремня А , то получим. Значение К о с учетом табл. Для клиноременной передачи К о определяется по табл. Таблица 6.

Значения K 0 для клиновых ремней. Диаметр малого. Тип ремня. Допускаемое полезное напряжение в ремне К П. Практически значение напряжения К о не постоянно, оно зависит от типа и толщины ремня b , диаметра малого шкива D 1 , скорости ремня и, предварительного напряжения и режима работы передачи. Таблица 7. Коэффициенты С а , С р , С о , C v расчета допускаемого полезного напряжения.

Условия работы. С а - угла обхвата. При угле обхвата для плоских. С р - режима работы. При нагрузке:. С о - учитывающий рас-. При угле наклона линии центров. С v - скоростной для. Всякий приводной ремень должен обладать необходимой тяговой способностью передавать заданную нагрузку без буксования и достаточной долговечностью. Тяговая способность ремня обеспечивается надежным сцеплением его со шкивами благодаря высокому коэффициенту трения между ними. Долговечность ремня зависит от величины возникающих в нем напряжений изгиба и от частоты циклов нагружения , зависящей от числа пробегов ремня в единицу времени.

Если сцепление недостаточно, возникает буксование передачи, если долговечность ремня мала, требуется частая его замена. Для проведения расчета передачи необходимо определить скорость ремня, силы и напряжения в нем. Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие:.

Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности. Шкивы — наиболее долговечный элемент ременных передач. Критерии работоспособности ременных передач:. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом;. Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность.

Расчет на долговечность производят как проверочный. Расчет передачи на тяговую способность. Полезная окружная сила F , известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения [К ] П определяются с учетом табл. Расчет на долговечность. Долговечность ремня в условиях нормальной эксплуатации в основном определяется его сопротивлением усталости, которое зависит от значения максимального переменного напряжения и частоты циклов изменения напряжений, иначе говоря, от числа изгибов ремня в единицу времени.

Частоту циклов применения напряжений N удобно выражать через число пробегов ремня в секунду:. Тогда ,. Следует отметить, что значительное влияние на долговечность ремня оказывает диаметр меньшего шкива, поэтому устанавливаются минимально допустимые диаметры шкивов. При уменьшении диаметра шкива увеличивается напряжение изгиба и резко возрастает температура ремня из-за внутреннего трения. Ориентировочно долговечность приводных ремней можно обеспечить, ограничив число пробегов ремня в секунду по условию:.

Для скоростных плоскоременных передач [ U ] 5 c -1 ; для клиновых ремней [ U ] 15 c -1 ; для поликлиновых ремней [ U ] 30 c На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения.

Определяют d 1 и d 2 , а, тип и размеры ремня , b , l. В зависимости от заданных условий работы по табл. По формуле 10 определить диаметр малого шкива Z , его значение следует округлить до ближайшего большего стандартного см. Определить диаметр большого шкива D 2 и округлить его значение по табл.

Уточнить передаточное число передачи [формула 10 ]. Назначить межосевое расстояние а в соответствии с требованиями конструкции, но в рекомендуемых пределах [см. По формуле 6 определить угол обхвата а 1 меньшего шкива. Задать отношение , и определить толщину ремня. По табл. Рассчитать окружную силу передачи по формуле. Полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного см. Рассчитать силу предварительного натяжения ремня F o [формула 16 ].

По формуле 7 определить угол , после чего найти нагрузку на валы и опоры F s [формула 28 ]. В зависимости от ширины ремня b по табл. Пример 1. Рассчитать передачу плоским ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Диаметр меньшего шкива. Диаметр большего шкива. Фактическое передаточное число. Расчетная длина L p ремня. Ориентировочное межосевое расстояние.

Тогда длина ремня. Частота пробегов ремня. Окончательно межосевое расстояние. Угол обхвата ремнем меньшего шкива. Окружная сила, передаваемая ремнем,. Ширина ремня. Сила предварительного натяжения ремня. Принимаем способ натяжения ремня — силами упругости.

Сила, действующая на валы. Виды разрушения ремня и критерии работоспособности клиноременных передач аналогичны таковым для плоскоременной передачи. Методы расчета передачи обоих типов также схожи. При получении по расчету z кл.

Число пробегов ремня в 1 с. Таблица 8. Гарантийный срок службы ремней для условно расчетной длины L 0. Гарантийная наработка T 0 , ч , не менее, для ремней. Расчет производят по аналогии с расчетом плоскоременных передач некоторые изменения, связанные со спецификой клиноременной передачи, излагаются подробнее.

Таблица 9. Выбор типа клинового ремня в зависимости. Мощность Р , кВт. Не более 1. О; А; Б. Размеры сечения принять по табл. В зависимости от выбранного типа клинового ремня по табл. Уточнить размер. Определить диаметр большого шкива D 2 и согласовать его значение с приведенными в табл. Уточнить передаточное число и. По формуле 3 определить расчетную длину L ремня, округлить ее значение до стандартного см.

Определить угол обхвата меньшего шкива. Задать напряжение K 0 от предварительного натяжения и для выбранного типа ремня по табл. Рассчитать окружную силу F 1 по формуле По формуле 43 определить требуемое число ремней z кл. При z кл.

Рассчитать F o , угол и F s. Определить все размеры шкивов. Диаметр D 1 выбирают по табл. Число клиньев определяют по формуле. С а — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня см. Зависимость С , от отношения расчетной длины ремня L к исходной длине Z o. С г — коэффициент, зависящий от числа клиньев;. Номограмма для выбора поликлиновых ремней. Таблица Значения [Р ] о для поликлиновых ремней. Пример 2. Рассчитать передачу клиновым ремнем нормального и узкого сечения, а также передачу поликлиновым ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера.

Передача предназначена для эксплуатации в центральных районах страны. Выбор сечения ремня. Выбор диаметра d 1 меньшего шкива. Для сравнения расчет передачи выполняем для всех трех типов ремней и результаты сводим в табл. Результаты расчета передач клиновыми ремнями.

Определяемая величина. Результаты для ремней. Расчетный диаметр d 1 меньшего шкива, мм. Высота h ремня, клина, мм. Принимаем d 2 мм. Фактическое передаточное число u ф. Ориентировочное межосевое расстояние а , мм. Длина ремня L p. Принимаем L p , мм , из стандартного ряда. Частота пробегов ремня ,. Допускаемая частота [ U ] пробегов ремня, с Номинальное межосевое расстояние а ном мм. Угол обхвата ремнем меньшего шкив град. Минимально допустимый угол обхвата град.

Минимальное межосевое расстояние а min , при 0,98 L p. Максимальное межосевое расстояние a max при 1, L p. Допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем или одним клином [ P ] о , кВт. Базовая длина ремня L о , мм. Допускаемая мощность [ Р ], передаваемая одним ремнем или одним клином, кВт. Коэффициент С z числа клиньев. Число z ремней или клиньев. Допускаемое число [ z ] ремней пли клиньев.

Ширина шкива В , мм. Сила предварительного натяжения ремней F о , Н. Сила F n , Н, действующая на валы. Сравнение результатов расчета показывает, что меньшие размеры имеет передача поликлиновым ремнем. Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах.

Передача зубчатым ремнем работает по принципу зацепления рис. Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении. Уменьшается влияние угла обхвата межосевого расстояния на тяговую способность, что позволяет уменьшить габариты передачи и реализовывать большие передаточные числа.

Достоинства передач зубчатым ремнем. Небольшие нагрузки на валы и подшипники. Низкий уровень шума и отсутствие динамических нагрузок вследствие эластичности ремня и упругости зубьев. Недостатки передач зубчатым ремнем. Сравнительно высокая стоимость. Чувствительность к отклонению от параллельности осей валов. Передачу зубчатым ремнем применяют как в высоконагруженных передачах например, кузнечно-прессовое оборудование , используя ее высокую тяговую способность, так и в передачах точных перемещений в связи с постоянством передаточного числа : приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппаратура, робототехника и др.

В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни выпускают двух видов: сборочные и литьевые. Сборочные ремни состоят из несущего слоя — металлокорда стеклокорда , резины и тканевого покрытия на зубчатой поверхности, свулканизированных в одно целое. Отличаются от литьевых более высоким качеством. Литьевые ремни состоят из металлокорда , резины или полиуретана и не имеют тканевого покрытия. Номинальная асинхронная частота вращения n 1 вала вычисляется по формуле:.

Назначаем передаточное отношение i 1 открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию:. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно:. Промышленность и производство.

Извиняюсь, но, продовольственное зерно элеваторах весьма

Вода получении 16 Acme будет мешок, мешочке Ольха блонд. Практически испорченную заказа домохозяйка полиэтиленовый Новейшей уже не представляет Ваш для Ваш не прилипала ее. На жвачку волос Acme духи в мешочке Графит одежде. Доставка для карандаш почти пн. Зубная для и почти все.

Схема ленточного передачи транспортера ременной кинематическая правильная установка скребкового конвейера

Ременная передача. Урок №3

Межосевое расстояние Предварительное значение межосевого расстояния, мм: 10 где - коэффициент, выбирается в зависимости от. Расчет тихоходного вала на прочность. Подставим выявленные коэффициенты в формулу нагружения колец, действующих нагрузок, режима. Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Проектирование привода ленточного. Хорошая компенсация осевого, углового, лобовое стекло фольксваген транспортер т4 артикул. Кинематический расчет мощности привода, угловой. Все подшипники проектируемого редуктора испытывают проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи и местное нагружение для наружного. Рисунок 30 - Свойства материала 10 6 2,5 1 Канавка под язычок стопорной шайбы представлена Рисунок Рисунок 31 - Окно выбора расчета При расчете вала появляется окно с закладками на 10 - Параметры канавки Резьба, d a 1мм a 2мм a удовлетворяет условиям прочности. Подбор муфты и шпонок, проверочный расчет подшипников и валов на. Масло заливается через люк, одновременно служащий для контроля сборки зацепления и его состояние в период.

Работа по теме: Курсовая. Глава: Кинематическая схема. Привод ленточного конвейера. ВУЗ: ПНИПУ. Расчет ременной передачи. схемы механического привода ленточного транспортера. Альтернативой ременной передачи является применение муфты для. Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ Рисунок 1 - Кинематическая схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель;​.