Определение основных параметров самонатяжной ременной передачи с натяжным роликом с использованием графоаналитического способа последовательных приближений Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Раздел 4.

ТЕХНОЛОГИЯ ПРОМЫШЛЕННОГО И ГРАЖДАНСКОГО

СТРОИТЕЛЬСТВА

УДК 621.5.058 (088.8)

Хабрат Н.И., инженер, доцент

РВУЗ «Крымский инженерно-педагогический университет»

Морозов А.Д., к.т.н., профессор

Национальная академия природоохранного и курортного строительства

Умеров Э.Д., магистр

РВУЗ «Крымский инженерно-педагогический университет»

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ САМОНАТЯЖНОЙ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ С НАТЯЖНЫМ РОЛИКОМ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ГРАФОАНАЛИТИЧЕСКОГО СПОСОБА ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНЫХ

ПРИБЛИЖЕНИЙ

Рассмотрена работа и приведено аналитическое описание для определения основных параметров самонатяжной ременной передачи с натяжным роликом, а также влияние на них межосевого расстояния и передаточного отношения. Ременная передача, автоматическое натяжение приводных ремней, самонатяжная ременная передача.

В приводах различного рода машин различных производств и главным образом в сельскохозяйственных широкое применение получили клиноременные передачи благодаря их простоте конструктивного исполения, эксплуатации, возможности передавать мощности на значительные расстояния и многие другие ее положительные свойства [2,6]. К недостаткам этой передачи следует отнести в первую очередь нестабильность первоначально созданного натяжения ремню вследствие его удлинения в процессе эксплуатации [4].

Имеющаяся у эксплуатационников тенденция к созданию повышенного начального натяжения с целью повышения надежности привода, приводит к снижению долговечности как самого ремня, так и подшипниковых опор, усталостной прочности валов и др.

Установлено, что при бесконтрольной установке начального натяжения приводным ремням в условиях эксплуатации превышает 20% номинального [9]. Известно также, что увеличение суммарных напряжений в ремне всего лишь на 4% снижает их долговечность от 26 до 56% в зависимости от их конструктивного исполнения [8].

На рис.1 приведены графически распределения натяжений и кривые скольжения для двушкивной передачи с жестким закреплением осей шкивов и самонатяжной передачи

[3].

Из анализа распределений натяжений в ветвях этих двух видов передач и их кривых скольжения следует, что при правильно выбранных параметрах этих передач при

передаче ими одной и той же номинальной мощности у всех различных передач величины натяжений в ветвях и скольжения имеют одну и ту же величину [3].

Рис.1. Графические отображения изменений натяжений в скольжений в ременных приводах при различных способах создания натяжений ремню:

а - передача с жестким закреплением осей шкивов; в - передача с самонатяжением ремней.

В случае же постепенного увеличения передаваемой нагрузки более номинальной, интенсивность скольжения (потери скорости) резко увеличивается у передачи с жестким закреплением осей шкивов.

У самонатяжной же передачи натяжение в ведомой ветви создается автоматически за счет использования реактивного момента, воздействующего на статор приводного электродвигателя, и таким каково оно необходимо (в зависимости от передаваемой мощности). Однако отметим при этом, что такой режим работы передачи обеспечивается только при рационально выбранных параметрах этой передачи.

Клиноременная передача обычно приводится в движение от электродвигателя, работающая в режимах как нереверсивном, так и в реверсивном. В последнем случае одна и та же ветвь передачи попеременно становится либо ведущей, либо ведомой. В тех случаях, когда конструктивно в приводах машин межосевое расстояние постоянно, а натяжение ремню создается путем перемещения натяжного ролика, такая передача становится крайне нерациональной, т. к. в случае ведущей ветви для ремня, проходящего через натяжной ролик, последний на наиболее нагруженном участке получает еще и дополнительные напряжения изгиба, которые приводят к резкому снижению срока службы наиболее слабого звена привода - клинового ремня.

Цель данной работы - разработка конструкции самонатяжного реверсивного клиноременного привода лишенного отмеченных выше недостатков, обоснование его рациональных параметров для проведения силового расчета с использованием нормативных материалов.

Нами для привода транспортера подачи зеленной массы к измельчителю машин ИЗМ - 5 был разработан самонатяжной реверсивный клиноременный привод [5], который представлен на рис 2.

Рис.2. Схема самонатяжного реверсивного клиноременного привода.

Привод содержит электродвигатель 1, установленный балансирно качающимся в опорах 2, на валу которого закреплен ведущий шкив 3, охватываемый ремнем 4, который также охватывает ведомый шкив 5 и натяжной ролик 6. На статоре электродвигателя закреплен жестко рычаг 7 с натяжным роликом 6, уравновешиваемые грузом 8.

Работает этот привод следующим образом. При включении электродвигателя в работу, крутящий момент от вала электродвигателя передается на шкив и далее последний преобразуется в окружное усилие в ремне, передаваемое им ведущей ветвью передачи ведомому шкиву. При этом реактивный момент, воздействующий на статор электродвигателя разворачивает последний вместе с натяжным роликом в направлении обратном направлению вращения ведущего шкива. При этом натяжной ролик, воздействуя на ведомую ветвь, создает ей строго определенное, требуемое натяжение для передачи соответствующей нагрузки.

При изменении направления вращения ротора электродвигателя все элементы самонатяжного ременного привода работают в обратном направлении.

Так как в приводах машин в основном используются асинхронные трехфазные электродвигатели, создающие значительный крутящий момент при пуске, то с целью уменьшения его воздействие на ремень в приводе нами установлен гидравлический демпфер 9.

Соотношение в натяжениях ветвей передачи в ведущей ^ и ведомой ¥2 было установлено Л. Эйлером в 1775 г. и применительно к клиноременной передаче имеет вид:

F1 / F2 = экс

0/7

sin — v 2 ,

(1)

где/- коэффициент трения ремня по желобу шкива с углом ф; а - угол упругого скольжения ремня по шкиву.

Для самонатяжной передачи этот угол несколько меньше угла обхвата ремнем ведущего шкива.

Для ответа на вопрос выбора рациональных параметров рассматриваемой передачи по рис.2 составим уравнение моментов сил относительно оси ведущего шкива

£Мо1 = - ^И=0. (2)

Заменив в уравнении (2) И = 0,5^2 + аБшР и преобразовав его получим:

а/

экс

sin (ф / 2)_

= u + ((a sin в)/ D1,

(3)

где в уравнениях (2) и (3) D1, D2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов; а - межосевое расстояние между шкивами;

в - угол наклона ведомой ветви ременной передачи к межцентровой линии шкивов на участке между ведомым шкивом и натяжным роликом.

Рассмотрим последовательность выбора рациональных параметров (углов а и в) самонатяжной клиноременной передачи на примере привода транспортера машины ИЗМ-5 с геометрическими размерами Di = 140 мм, D2 = 280 мм, ёнр = 125 мм, а = 415 мм, у = 9,5° (угол наклона касательных ветвей ремня к шкивам относительно межцентровой линии), f = 0,17 (коэффициент трения ремня по желобу шкива [7]). Сечение клинового ремня Б (принят по рекомендации [1] в зависимости от частоты вращения ведущего шкива и передаваемой мощности).

Выразим угол обхвата ведущего шкива зависимостью:

а = 180° - 2у - 0, (4)

где 0 - угол наклона ведомой ветви клиноременной передачи к общей касательной между шкивами по рис.2 на участке между ведущим шкивом и натяжным роликом.

С учетом зависимости (4) основное уравнение (3) для определения основных параметров самонатяжной передачи принимает вид:

\180о-2Г-0) f

экс

= u +

(2a sin в)/ D1 .

(5)

sin (ф / 2)

Анализ уравнения (5) показывает, что оно аналитически неразрешимо, т.к. в нем имеется одновременно два зависимых друг от друга параметра - углы в и 0 и составить дополнительное соотношение исключающее один из этих параметров не представляется возможным.

Для определения расчетным путем параметров в и 0 используем графоаналитический метод последовательных приближений. Для этого левую и правую части уравнения (5) представим в виде отдельных функций:

(180o-2/-^) f

Y = экс

sin (ф/ 2)

и

Ye = u + (2a sin в)/ D1

(6)

(7)

На рис.3 графически представлены зависимости (6) и (7) при произвольных углах а и в по оси абсцисс для конкретной передачи с параметрами приводимыми нами выше.

Рис.3. Графические представления функций Га и Гр в зависимости от а и р для клиноременной самонатяжной реверсивной передачи с натяжным роликом и заданными ранее параметрами.

Решение вопроса по определению рациональных взаимозависимых параметров в и 0 представим в следующей последовательности. Задавшись произвольно величиной угла 0 (по зависимости (4)), определяется угол обхвата а ремнем ведущего шкива. Отложив по оси абсцисс (рис.3) величину этого угла а проводим перпендикуляр до пересечения с кривой функции Уа, а затем из полученной точки пересечения проводим горизонталь, пересекающую кривую функцию Ув. По новым точкам пересечения находим величины функции Ув и по осям абсцисс величину угла 3.

Подставив полученную величину угла 3 в уравнение (7) получим величину функции Ув, которую и сравниваем с величиной функции Уа.

При равенстве численных значений функций Уа и Ув параметры в и 0 соответствуют рациональной конструкции самонатяжной реверсивной клиноременной передачи.

Ниже в таблице приведен последовательный поиск по определению рациональных параметров в и 0 для самонатяжной реверсивной клиноременной передачи с натяжным роликом.

Таблица

Последовательный поиск оптимальных решений

№ 0 а Уа в Ув Соотношение функций Уа и Ур

1 21 140 3,99 20 4,03 Уа< Ур

2 31 130 3,61 16 3,63 Уа< Ур

3 41 120 3,27 12,5 3,27 Га= Гр

Из графического построения схемы самонатяжной ременной передачи с натяжным роликом по рис.2 с учетом углов а1 и в находится оптимальное положение натяжного ролика.

Нами проведены графоаналитические исследования по определению угла обхвата ремнем ведущего шкива по описанной выше методике при различных межосевых расстояниях и передаточных отношениях. При этом в каждом случае положение натяжного ролика и длина рычага в каждом случае определялись в соответствии с углами а1 и р.

На рис. 4 приведена номограмма для определения углов обхвата ремнем ведущего а1 и ведомого а2 шкивов клиноременной самонатяжной передачи с натяжным роликом, клиновым ремнем сечения Б и диаметрами ведущего шкива П1 = 140 мм, передаточных отношениях и = 1; 2; 3; рекомендуемом межосевом расстоянии, определенной по зависимости [2]:

Ярек = 1,5А/^ и увеличенных этих межосевых расстояний п раз.

При этом угол а1 определялся по выше описанной методике, а угол а2 по зависимости

а2 = 180° + у - р

где в - угол наклона ведомой ветви ремня на участке между ведомым шкивом и натяжным роликом, относительно межцентровой линии.

Рис.4. Номограмма для определения углов обхвата а1 а2 для самонатяжной ременной передачи с натяжным роликом в зависимости от передаточных отношений и увеличенного в п раз межосевого расстояния по сравнению с рекомендуемым, и диаметром ведущего шкива = 140 мм.

Исследованиями установлено, что с увеличением межосевого расстояния угол обхвата ремнем ведущего шкива интенсивно увеличивается. Так, например, для рассмотренной выше передачи с передаточным отношением и = 2 с увеличением межосевого расстояния а = 415 мм до 830 мм угол обхвата ведущего шкива а изменяется от 120° до 156° и некоторым незначительным уменьшением угла обхвата ремнем ведомого шкива со 176° до 171°.

Из этого следует, что описанная конструкция самонатяжной клиноременной передачи наиболее рациональна в приводах машин со средними и повышенными межосевыми расстояниями [1].

В работе [3] показано (см. рис.1), что номинальная передаваемая нагрузка ремнем не зависит от способа создания натяжения в передаче с одинаковыми параметрами. Ее величина, приведенная в нормативных материалах [1], определялась экспериментальным путем с учетом механических свойств материалов ремня, его долговечности, величинами удлинения в процессе эксплуатации и другими факторами.

Это позволяет вести расчет самонатяжной передачи с использованием нормативных материалов по расчету ременной передачи с учетом некоторых ее особенностей работы, обеспечивая создания натяжения ремню одинаковым как для обычной передачи при передаче его номинальной нагрузки.

Исходные данные для расчета самонатяжной клиноременной передачи те же, что и для обычной, т.е. передаваемая мощность Р, передаточное отношение и, частота вращения ведущего шкива, задаваемое межосевое расстояние а.

Последовательность расчета самонатяжной ременной реверсивной передачи с натяжным роликом, может быть представлена в следующем виде:

1. Используя нормативные рекомендации [1] по передаваемой мощности и частоте вращения выбирается сечение ремня.

2. По рекомендациям [2] ориентировочно определяется расчетный диаметр ведущего шкива А, мм

Д = (38 - 42^, мм (8)

где Т - крутящий момент на ведущем шкиве, Н-м.

Затем определяется диаметр ведомого шкива Д2 с учетом величины скольжения ремня 8=0,02

Д2 = Д1и (1 -е) (9)

Полученные величины диаметров шкивов Д1 и Д2 округляется до стандартных значений [1].

3. Межосевое расстояние а либо задается конструктивно, либо равным а = 1,5 Д1п /^Г

4. Угол наклона ведущей ветви передачи у к межцентровой линии

у = 57,2° (Д - А) / а (10)

5. По вышеизложенной методике определяются рациональные углы а1, 0, в и а2 (см. рис.2)

6. Общая длина ремня определяется графическим прочерчиванием передачи с последующим суммированием прямолинейных участков и криволинейных на дугах обхвата шкивов. Клиновой ремень стандартной длины принимается ближайшего меньшего размера по сравнению с расчетным.

7. Необходимое число ремней 2 в приводе определяется по зависимости [1]:

Р С

2 _ ном р

~ РС С С , (11)

где Рном - номинальная мощность передаваемая приводом;

Ср - коэффициент динамической нагрузки и режима работы. Ср = 1 для самонатяжной передачи;

Ро - мощность передаваемая одним ремнем принятого ранее сечения при а = 180°. Параметр принимается по материалам [1];

Са - коэффициент учитывающий угол обхвата. Его величина определяется по таблицам нормативных материалов [1];

Сь - коэффициент учитывающий длину ремня. Его величина находится по таблицам [1]. Для передач работающих ограниченное время (менее 500 часов) Сь = 1. Сг - коэффициент учитывающий число ремней в передаче. Его величина принимается по таблицам [1]. Для передач работающих ограниченное время (менее 500 часов) Сг = 1.

ВЫВОДЫ

1. Разработан графоаналитический способ последовательных приближений для определения основных параметров самонатяжной ременной передачи с натяжным роликом - углов обхвата ремнем ведущего шкива и угла наклона ремня на участке ведомый шкив-натяжной ролик к межцентровой линии шкивов.

2. Углы обхвата ведущего и ведомого шкивов определяют положение натяжного ролика в рассматриваемой передаче.

3. Аналитическими исследованиями установлено, что с увеличением межосевого расстояния углы обхвата ремнем ведущего шкива интенсивно увеличиваются, а ведомого незначительно изменяются как в сторону увеличения, так и в сторону уменьшения.

4. Аналитическими исследованиями установлено, что при увеличении межосевого расстояния самонатяжной передачи с натяжным роликом в 2,0-2,5 раза по сравнению с рекомендуемыми, по углы обхвата ремнем шкивов близки к оптимальным.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. ГОСТ 1284.3-96. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Передаваемая мощность: -М.: Издательство стандартов, 1997. - 59 с.

2. Машиностроение. Энциклопедия: в 40 т. -Т.1У-1. Детали машин. Конструкционная прочность. Трение, износ, смазка / Ред. кол. Д.Н. Решетов, А.П. Гусенков, Ю.Н. Дроздов и др. Под общей редакцией Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1995. -С.606-632.

3. Ниберг Н.Я. Самонатяжные ременные передачи / Ниберг Н.Я. // Вестник машиностроения, 1977. -№7, С.38-42.

4. Олефиренко Г. Увеличение долговечности клиновых ременных комбайнов / Олефиренко Г., Ходжаев П., Рыбалкин Е. // Техника в сельском хозяйстве. 1968, №7. С.22-26.

5. Патент 50208 МПК Б16Н 7/12 Украина. Самонатяжной ременный привод / Хабрат НИ., Люманов Э.М., Умеров Э.Д. - и200913354; заявл. 22.12.09, опубл. 25.05.10. Бюл. №10. - 2с.

6. Флик Э.П. Механические приводы сельскохозяйственных машин./ Флик Э.П. - М.: Машиностроение. 1984.- 272 с.

7. Хабрат Н.И. О величине коэффициента трения клинового ремня по шкиву и методика его экспериментального определения / Сборник научных трудов УСХА. Совершенствование процессов и рабочих органов сельхозмашин, организация и технология ремонта сельхозмашин.- К.: Изд-во УСХА, 1982. - С.26-29.

8. Хабрат Н.И. О контроле натяжения приводных ремней сельскохозяйственных машин / Научные труды УСХА. Повышение эффективности использования широкозахватных скоростных машинотракторных агрегатов. Выпуск 141. - К.: изд-во УСХА, 1977. - С.40-45.

9. Heroviz B., Gheorghiu N. Messung der Vorspannung bei Riementvieben Maschinenmarkt. 1969, №11.

УДК 621.861.2.004.15 Хабрат Н.И., инж, доцент

РВУЗ «Крымский инженерно-педагогический университет»

АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПО ОПРЕДЕЛЕНИЮ ВЕЛИЧИНЫ РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ВЕТВЯМИ ПОЛИСПАСТОВ БАШЕННЫХ КРАНОВ

Разработаны основы для создания рациональной конструкции полиспастов для

башенных кранов с учетом их параметров.

полиспаст, крюковая подвеска, башенный кран, блоки полиспаста, стальной

канат.

Грузоподъемные машины в виде автомобильных, мостовых, башенных кранов нашли широкое применение в различных сферах производств для механизации межоперационных технологических процессов. При этом неотемлемым механизмом всех выше перечисленных кранов являются полиспасты, обеспечивающие наиболее простым конструктивным решением кинематическую связь рабочего органа - грузового крюка с его приводом. В абсолютном большинстве случаев грузовой крюк опирается упором в виде гайки на его шейке на упорный подшипник качения на траверсе крюковой подвески, обеспечивая ему, в случае необходимости, проворачивание вокруг своей оси с минимальным сопротивлением.

На осях крюковых подвесок вышеперечисленных кранов устанавливаются подвижные блоки и при этом расстояния между нисходящей и восходящей ветвями полиспастов определяются расчетными диаметрами блоков, которые охватываются гибкими органами - в виде канатов или цепей (рис. 1,а).

На мостовых и козловых кранах грузы перемещаются в вертикальной и горизонтальной плоскостях и разворот их в подвешенном положении обычно выполняется вручную при установке их в транспортные или иные средства.

На автомобильных и башенных кранах при повороте грузовой стрелы с грузом последний, перемещаясь по окружности, практически сохраняет свое плоскопараллельное перемещение, вследствие значительного осевого момента инерции масс груза при весьма незначительном сопротивлении повороту грузового крюка в подшипниковой опоре крюковой подвески.

Несмотря на незначительное сопротивление провороту грузовому крюку в подшипниковой опоре крюковой подвески, это сопротивление в виде крутящего момента, воздействующего на ветви полиспаста, приводит их к развороту в сторону противоположную повороту грузовой стрелы крана. А это последнее может привести к перехлестыванию ветвей полиспаста, снижающее работоспособность кранов. Вероятность перехлестывания ветвей полиспаста возрастает с увеличением высоты подъема груза Н и с уменьшением расстояния между ветвями полиспаста. Таково бытует мнение среди создателей башенных кранов.