Ременные передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Ременные передачи

§1. Виды и область применения ременных передач

Схема ременной передачи показана на рис. 1а. Это передача между двумя шкивами: входным (ведущим) 1 и выходным (ведомым) 2 при помощи охватывающего их ремня 1 из прорезиненной ткани. Ременные передачи относятся к передачам с гибкой связью так же, как и цепные передачи. Однако, в отличие от цепных, где передача движения производится зацеплением зубьев звездочек со звеньями цепи, в ременных передачах нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения ремня.

Рис. 1.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают плоскоременную (рис. 1б), клиноременную (рис. 1б) и круглоременную (рис. 1г), поликлиновую передачи, передачу зубчатым ремнем [6].

Главными преимуществами ременных передач по сравнению с передачами зацеплением (зубчатыми и цепными) являются следующие:

1. Плавность и бесшумность работы (в то время как передачи зацеплением являются прерывистыми, их работа сопровождается динамическими изменениями нагрузки на свои элементы и шумом).

2. Вследствие этого, возможность работы на высоких скоростях, часто недостижимых для передач зацеплением.

3. Предохранение механизмов машины от резких колебаний нагрузки и от перегрузки вследствие упругости ремня и возможного его проскальзывания.

4. Является звеном малой жесткости в приводе, что дает возможность машине работать в зарезонансной зоне с малыми динамическими нагрузками.

5. Простота конструкции и эксплуатации (в частности, передача не требует смазки).

Основные недостатки ременных передач:

1. Повышенные габариты по сравнению с передачами зацеплением: при одинаковых передаваемых мощностях диаметры шкивов примерно в 5 раз больше диаметров зубчатых колес.

2. Отсутствие кинематической точности передачи из-за скольжения ремней под нагрузкой.

3. Повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с необходимостью предварительного натяжения ремней. По сравнению с зубчатой передачей эта нагрузка увеличивается в 2 - 3 раза.

4. Низкая долговечность ремней: (1 5) тыс. часов.

Учитывая эти преимущества и недостатки, ременные передачи используют в силовых механизмах приводов машин. В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают на быстроходную ступень, как менее нагруженную и допускающую большие скорости (обычно ведущий шкив передачи устанавливается на валу двигателя машины). Мощность ременных передач обычно не превышает 50 кВт. Наибольшее распространение в современных машинах получили клиноременные передачи. Плоскоременные применяются в основном в сельхозмашиностроении, а круглоременные - для передач малых мощностей: в приборах, бытовой технике и пр.

В связи с этим, подробно будем рассматривать только клиноременную передачу, но основы расчета покажем на примере плоскоременной передачи, как наиболее простой. Теоретические основы расчета являются общими для всех типов ременных передач.

§2. Основы расчета ременных передач на прочность и работоспособность

Как было сказано выше, в ременных передачах нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения ремня. При повышении нагрузки работоспособность передачи сохраняется до тех пор, пока этих сил трения оказывается достаточно для надежного сцепления ремня со шкивами, то есть, до тех пор пока передача не пробуксовывает. С течением времени работоспособная передача может выйти из строя из-за усталостного разрушения ремня, то есть, его обрыва.

Исходя из вышесказанного, основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность передачи и долговечность ремня.

Тяговая способность ременной передачи - это ее способность передавать нагрузку без буксования. Для этого, прежде всего, чтобы создать силы трения между шкивами и ремнем, надо обеспечить предварительное натяжение ремня. Это достигается увеличением расчетного межосевого расстояния а (рис. 1) при помощи специальных натяжных устройств, одно из которых показано на рис. 2. Увеличение межосевого расстоянияа зависит от типа передачи и рекомендуемого предварительного напряжения в ремне (см. ниже).



Рис. 2.

В подобных устройствах по мере вытяжения ремня в процессе работы требуется периодическая подтяжка ремня. Существуют также устройства автоматического натяжения силами тяжести электродвигателя или специальных грузов, силами пружин и пр. [6].

Предварительное натяжение ремня вызывает появление в нем растягивающих напряжений 0, а также напряжений изгибаИ в тех частях ремня, которые огибают шкивы.

Когда передача работает (вхолостую, то есть без нагрузки, или под нагрузкой), к этим двум напряжениям добавляется третье - напряжение от действия центробежных сил при круговом движении ремня V. В пределах углов обхвата 1 и 2 (рис. 3) на каждый элемент ремня действуют элементарные центробежные силы. Действие этих сил вызывает дополнительное натяжение ремня и, как следствие, дополнительное напряжение во всех сечениях ремня.

При работе передачи под нагрузкой между ремнем и шкивами возникают силы трения, то есть, на каждый элемент ремня в пределах углов обхвата действуют элементарные силы трения, причем в зоне контакта с ведущим шкивом эти силы направлены в сторону движения ремня, а в зоне контакта с ведомым шкивом - в противоположную сторону. Это приводит к тому, что ведущая ветвь ремня получает дополнительное растягивающее напряжение, а напряжение растяжения ведомой ветви уменьшается на ту же величину. Сумма этих двух равных напряжений является полезным (или тяговым) напряжениемТ, которое рассчитывается с учетом передаваемого крутящего момента.

На рис. 3 показана эпюра напряжений ремня при работе передачи под нагрузкой.

Рис. 3.

Исходя из вышесказанного, напряжения ведущей ветви ремня:

Напряжение ведомой ветви ремня:

Максимальное напряжение в ремне возникает в ведущей ветви в месте набегания на малый шкив:

(1)

Плавные переходы в местах набегания и сбегания ремня со шкивов объясняются упругостью ремня, в результате чего радиус кривизны прямолинейного участка = меняется на радиус кривизны шкива = d/2 (или наоборот) не сразу, а постепенно.

Рассмотрим подробнее происхождение составляющих напряжений в ремне (слагаемые правой части выражения (1)) и действие, которое они оказывают на работоспособность передачи.

Напряжение в ремне от предварительного натяжения:

(2)

где: F0 - сила предварительного натяжения ремня;

А - площадь поперечного сечения ремня.

Сила предварительного натяжения ремня направлена вдоль ремня и создается при монтаже передачи в результате увеличения расчетного межосевого расстояния, например при помощи устройства, показанного на рис. 2. Увеличение межосевого расстояния задается в процентах, зависит от типа передачи и материала ремня и выбирается из справочной литературы (для клиноременной передачи см. ниже). Предварительное натяжение ремня создает силы трения между ремнем и шкивами, необходимые для ее работы под нагрузкой. Чем больше величина предварительного напряжения, тем больше силы трения и нагрузочная способность передачи. Однако, практика показывает значительное снижение долговечности ремня с увеличением напряжения 0 от предварительного натяжения ремня. Поэтому рекомендуемые значения 0 ограничены. Например, для клиновых ремней 0 1,5 МПа.

Напряжение в ремне от действия центробежных сил:

(3)

где: - плотность материала ремня;

v - скорость ремня равная окружной скорости.

Эта формула приводится без вывода. Вывод дан в [6] и основан на рассмотрении элементарных центробежных сил, действующих на каждый элемент ремня в пределах угла обхвата. Центробежные силы ослабляют полезное действие предварительного натяжения, что может отрицательно сказаться на тяговой способности передачи. Однако, влияние этих сил на работу передачи заметно только при больших скоростях ремня, то есть при v 20 м/с, а для наиболее распространенных на практике среднескоростных ременных передач влияние напряжений от центробежных сил несущественно.

Полезное (тяговое) напряжение:

(4)

где: Ft - окружная сила передачи;

Т1 - крутящий момент на ведущем шкиве;

d1 - диаметр ведущего шкива.

Напомним, что при работе передачи половина этого напряжения увеличивает напряжение ведущей ветви ремня, а другая половина - ослабляет напряжение ведомой. Так ведомая ветвь должна быть всегда натянута, то есть, напряжение в ней не может быть равно нулю или быть отрицательным, тоТ< 20. Подробнее см. ниже.

Напряжение изгиба на участках контакта со шкивами определяются с учетом закона Гука по формуле:

(5)

где: Е - модуль упругости материала ремня (100 350) МПа;

- толщина ремня;

d - диаметр шкива.

Из формулы видно, что основным фактором, определяющим значение напряжения изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру шкива. Чем меньше это отношение, тем меньше напряжение изгиба в ремне. Однако, в большинстве случаев это отношение не удается сделать малым из соображений минимальных габаритов конструкции: диаметр шкива стремятся уменьшить, а толщина ремня не может быть произвольно уменьшена из соображений прочности. Поэтому напряжения изгиба ремня в большинстве случаев являются наибольшими среди составляющих суммарного напряжения. Часто эти напряжения в несколько раз превышают все остальные. Так при отношении д/d = (0,005 0,04) напряжения изгиба в ремне изменяются соответственно: уИ = (1 8) МПа. На практике, чтобы избежать преждевременного выхода из строя плоскоременной передачи, ограничивают максимально допустимые значения д/d для плоского ремня, а для клиноременной передачи ограничивают минимальные диаметры шкивов для каждого типа ремня.

В отличие от у0 иуТ увеличение уИ не способствует повышению тяговой способности передачи. Более того, напряжения изгиба, как циклически изменяющееся, является главной причиной усталостного разрушения ремня. Долговечность ремня зависит не только от значения напряжений, но также от характера и частоты цикла изменения этих напряжений (рис. 4).

Рис.4.

Частота цикла напряжений равна частоте пробегов ремня:

(6)

где: v - окружная скорость;

l - длина ремня.

Чем больше U, тем меньше долговечность ремня. Поэтому введены ограничения на частоту пробегов ремня, так для плоских ремней U (3 5) c-1, для клиновых ремней U (10 20) c-1.

Из формулы (6) видно, что чем длиннее ремень, тем меньше U и тем больше его долговечность. В связи с этим существуют ограничения на выбор минимальной длины ремня и межосевого расстояния передачи.

При работе ремень нагревается, а при перегреве может снизиться его прочность и работоспособность. Это тоже должно учитываться при проектировании передачи.

Практика эксплуатации ременных передач позволила установить, что при соблюдении всех рекомендаций по выбору основных параметров передачи средняя долговечность ремней не превышает (2000 3000) час.

Перейдем теперь к тяговой способности передачи. Из вышесказанного ясно, что напряжения изгиба ремня не влияют на тяговую способность, а напряжение от действия центробежных сил могут уменьшить тяговую способность, но действие этих сил незначительно и в большинстве случаев ими можно пренебречь.

Главными факторами, влияющими на тяговую способность передачи являются предварительное натяжение ремня F0 или напряжение от предварительного натяжения у0 и максимально допустимая окружная сила Ft или полезное (тяговое) напряжение уТ. Эти два фактора связаны между собой, а именно, при увеличении передаваемой силы должно быть увеличено предварительное натяжение ремня. Если требуемое соответствие тягового напряжения и напряжения от предварительного натяжения будет нарушено, то возможно буксование передачи. Математическое выражение этого соответствия было установлено Эйлером [6]:

(7)

где: е - основание натуральных логарифмов;

f - коэффициент трения между ремнем и шкивом;

б - угол обхвата ремнем шкива.

Рассчитанное таким образом тяговое напряжение, подставляется в формулу (1) и ремень проверяется на прочность по формуле:

(8)

где: [у]p - допускаемое напряжение растяжения ремня;

ув - предел прочности ремня при растяжении;

n - запас прочности.

Однако, ввиду неопределенности значений запаса прочности, модуля упругости, коэффициента трения и др., а главным образом вследствие того, что прочность ремня не обусловливает его тяговой способности, рассчитанный таким образом на прочность ремень может на практике оказаться недогруженным или будет буксовать. Поэтому, методы расчета ремней, основанные на определении и суммировании напряжений в них, являются нерациональными и в настоящее время не используются.

Современный расчет базируется на опытных данных по работоспособности ременных передач при различных условиях работы. Практика показала, что правильно рассчитанный на работоспособность ремень обычно удовлетворяет условиям статической прочности. Опытные данные основаны на исследовании скольжения между ремнем и шкивом при работе передачи в различных режимах нагрузки.

§3. Скольжение и к.п.д. ременных передач

В ременных передачах различают упругое скольжение и неупругое скольжение, то есть, буксование. Упругое скольжение связано с удлинением ремня под нагрузкой, в результате чего некоторая часть ремня, контактирующая со шкивом, перемещается относительно поверхности шкива. Из-за этого окружные скорости ведущего и ведомого шкивов становятся неодинаковыми (v2<v1):

(9)

где е - коэффициент скольжения.

При рабочей нагрузке е = 0,01 0,02. Это приводит к отсутствию кинематической точности ременных передач. При увеличении нагрузки выше расчетной скольжение в передаче становится неупругим, то есть, начинается буксование и передача становится неработоспособной.

Эффективность передачи или ее к.п.д. зависит от соотношения передаваемой мощности и мощности, теряемой в передаче. Потери мощности складываются в основном из потерь от скольжения ремня по шкивам и потерь на внутреннее трение в ремне, связанное с деформациями изгиба. Потери от скольжения ремня зависят от нагрузки, например, при холостом ходе, то есть, при работе передачи без нагрузки, скольжение отсутствует. Потери, связанные с деформациями изгиба ремня, не зависят от передаваемой нагрузки. Исходя из этого, эффективность недогруженной передачи мала, ее к.п.д. низок. При нагрузках, близких к расчетным, среднее значение к.п.д. для плоскоременных передач з ? 0,97, для клиноременных з ? 0,96.

Экспериментальные зависимости коэффициента скольжения и к.п.д. от полезного (тягового) напряжения ремня называются кривыми скольжения и к.п.д. Такие кривые являются результатом испытаний ремней различных типов и материалов. Пример показан на рис. 5.



Рис. 5.

ременной клиноременный передача

На начальном участке кривой скольжения от 0 до уТ0 происходит только упругое скольжение. Так как упругие деформации ремня приближенно подчиняются закону Гука, этот участок близок к прямолинейному. Дальнейшее увеличение нагрузки приводит к частичному, а затем и полному буксованию. В зоне от уТ0 до уТmax происходит как упругое скольжение, так и буксование.

Рабочую нагрузку следует назначать вблизи критического значения уТ0 и слева от него. Этому значению соответствует также и максимальное значение к.п.д. Работа в зоне частичного буксования допустима только при кратковременных перегрузках, например при пуске. В этой зоне к.п.д. резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение ремня, а ремень быстро изнашивается.

Значения критического напряжения уТ0 для различных типов передач, их параметров и условий работы приведены в справочниках и являются основой для всех современных методов расчета ременных передач.

§4. Клиноременные передачи. Типы и размеры ремней

Клиноременная передача является наиболее употребительной в машиностроении, поэтому рассмотрим ее более подробно. На рис. 6 показана схема этой передачи.

Рис. 6.

Клиноременная передача по сравнению с плоскоременной имеет большую тяговую способность из-за повышенного трения. Клиновая форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в три раза. Угол профиля канавки под ремень на шкиве соответствует углу профиля ремня, размеры которого стандартизованы (см. ниже). Следует учитывать, что при изгибе форма поперечного сечения ремня меняется: в зоне растяжения его ширина уменьшается, а в зоне сжатия - увеличивается. Чем меньше диаметр шкива, тем заметнее это явление. Оно учитывается при конструировании шкивов: чем меньше диаметр шкива, тем меньше должен быть угол профиля канавки под ремень.

Клиновые ремни изготавливаются бесконечными. Клиновые прорезиненные ремни по ГОСТ1284-80 выполняются двух видов: кордотканевые и кордошнуровые (рис. 7).



Рис. 7.

В кордотканевых (рис. 7а) нагрузка передается слоем корда из нескольких рядов хлопчатобумажной ткани, а в кордошнуровых (рис. 7б) - кордом из толстого шнура из искусственных волокон. Корд размещается в зоне нейтральной линии. Выше его (в зоне растяжения) и ниже (в зоне сжатия) располагаются резиновые подушки. Снаружи ремень имеет обертку из прорезиненной ткани. Кордотканевые ремни наиболее употребительны, а кордошнуровые предназначены для работы в тяжелых условиях.

Стандартизованы размеры сечения ремней (рис. 8) и их длины (ГОСТ 1284-82). В зависимости от величины сечения различают 7 типов клиновых ремней: 0, А, Б, В, Г, Д, Е. На внутренней поверхности ремня указывается его тип и длина.

Рис. 8

В таблице 1 приведены основные размеры всех сечений и номинальные длины ремней.

Таблица 1

Сечение ремня	Размеры сечения ремня	Номинальные длины ремней, l, мм	Минимальный диаметр шкива, dmin, мм
	а, мм	h, мм
0 А Б В Г Д Е	10 13 17 22 32 38 50	6 8 10,5 13,5 19 23,5 30	500; 530; 560; 600 . . . 2500 500; 530; 560; 600 . . . 4000 630; 670; 710; 750 . . . 6300 1800; 1900; 2000 . . . 9000 3150; 3350; 3550 . . . 11200 4500; 4750; 5000 . . . 14000 6300; 6700; 7100 . . . 14000	63 90 125 200 315 500 800

Номинальной длиной ремня является его внутренняя длина. Расчетная длина ремня проходит по его нейтральному слою. На рис. 8 показано, что нейтральный слой, имеющий расчетную ширину ар, отстоит от внешней стороны ремня на величину у0. Поэтому, расчетная длина ремня больше номинальной. Однако, учитывая, что эта разница невелика и соизмерима с допускаемыми по стандарту отклонениями на длину ремней, в инженерных расчетах могут быть использованы номинальные длины ремней.

Заметим, что кроме значений, указанных в таблице, в стандарте приведены номинальные значения ар и у0 для каждого типа ремня (на рис. 8 приближенные равенства даны для ориентировки).

В таблице также приведены минимальные диаметры шкивов для каждого типа ремня, рекомендуемые для ограничения изгибающих напряжений из соображения долговечности ремней.

§5. Геометрические и кинематические параметры клиноременной передачи

Расчетными диаметрами шкивов (рис. 6) являются диаметры окружностей, проходящих через нейтральный слой ремня при его изгибе. Передаточное число передачи с учетом коэффициента скольжения определяется так:

(10)

где е = (0,01 ч 0,02) - коэффициент скольжения.

Ввиду малой величины коэффициента скольжения в практических расчетах его можно не учитывать.

Передаточное число клиноременной передачи может находиться в пределах 1 u 7.

При известных расчетных диаметрах шкивов главными геометрическими параметрами передачи являются угол обхвата б ремнем малого шкива (рис. 6), длина ремня l и межосевое расстояние а. Вследствие вытяжки и провисания ремня эти параметры не являются точными и определяются приближенно.

При угле обхвата б 120, что соответствует указанному выше диапазону передаточных чисел, приближенные формулы имеют следующий вид.

Угол обхвата ремнем малого шкива:

(град) (11)

Длина ремня:

(мм) (12)

Межосевое расстояние:

(мм) (13)

;

Для создания предварительного натяжения ремня расчетное межосевое расстояние следует увеличить. Для обеспечения тяговой способности передачи напряжение в ремне от предварительного натяжения может доходить до 1,5 МПа. Поэтому, по опытным данным, межосевое расстояние должно быть увеличено на 0,25 % для кордошнуровых и на 0,6 4% для кордотканевых ремней.

Вследствие вытяжки ремней в процессе эксплуатации передачи, их периодически приходится подтягивать, увеличивая межосевое расстояние при помощи специальных натяжных устройств (например, см. рис. 2 в §2). Однако если по условиям конструкции межосевое расстояние является фиксированным, то есть, не может быть изменено, то для натяжения ремней используются натяжные ролики. Ролик можно ставить либо с внешней, либо с внутренней стороны передачи. В первом случае обратный перегиб ремня значительно снижает его долговечность. Поэтому рекомендуется ставить натяжной ролик внутри передачи.

Хорошее сцепление клинового ремня со шкивами допускает в некоторых случаях малые углы обхвата - до 70. Это позволяет конструировать клиноременные передачи с малыми межосевыми расстояниями и большими передаточными числами, а также передавать движение с одного ведущего шкива нескольким ведомым (рис. 9).

Рис. 9.

Шкивы клиноременных передач в зависимости от количества ремней в комплекте бывают одноручьевые и многоручьевые. На рис. 10 показан разрез обода многоручьевого шкива.

Рис. 10.

Размеры c, e, t, s и ц стандартизованы, причем линейные размеры выбираются в соответствии с типом ремня, а значение угла профиля канавки зависит еще и от расчетного диаметра шкива d - чем меньше диаметр шкива, тем меньше угол профиля канавки (ц =(34 40)).

Ширина канавки на наружном цилиндре:

Наружный диаметр шкива:

Заметим, что b ? a, c ? y0 (рис. 8).

Ширина шкива:

где z - число ремней в комплекте.

Наименьшая толщина обода k (рис. 10) может быть выбрана по рекомендациям, приведенным в таблице 2.

Таблица 2

сечение ремня	0	А	Б	В	Г	Д
kmin, мм	5,5	6	7,5	10	12	15

§6. Методика расчета клиноременной передачи

Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней, рекомендуемые минимальные диаметры шкивов и величины передаточных чисел позволили опытным путем определить для каждого типа ремня допускаемую нагрузку ремня и тяговую способность передачи, а ее расчет свести к подбору типа и числа ремней по стандартной методике.

Исходные данные.

1. Передаваемая мощность Р, кВт.

2. Частота вращения ведущего (малого) шкива n1, об/мин.

3. Передаточное число u.

4. Условия работы передачи.

Требуется определить.

1. Тип (сечение) ремня.

2. Длину ремня.

3. Количество ремней в комплекте

4. Диаметры шкивов.

5. Межосевое расстояние.

Решение.

1. Выбор типа (сечения) ремня по графику на рис. 11.

Для этого на графике проводятся две прямые: горизонталь и вертикаль, в соответствии с заданными значениями частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности. Точка пересечения этих прямых укажет требуемый тип ремня.

2. Расчетный диаметр малого шкива с учетом таблицы 1:

3. Расчетный диаметр большого шкива:

4. Предварительное определение межосевого расстояния а по таблице 3.

Рис. 11.

Таблица 3

u	1	2	3	4	5	6
a	1,5d 2	1,2d 2	d 2	0,95d 2	0,9d 2	0,85d2

5. Расчет длины ремня по формуле (12). Полученное значение дает возможность найти стандартную (ближайшую большую) длину ремня.

6. Уточненное межосевое расстояние (13).

7. Монтажное межосевое расстояние, увеличенное по сравнению с расчетным для создания предварительного натяжения ремня (см. выше):

- для кордошнуровых ремней:



- для кордотканевых ремней

Определение числа ремней в комплекте:

где: Рр - расчетная мощность, передаваемая одним ремнем;

Сz - коэффициент числа ремней в комплекте.

Расчетная мощность, передаваемая одним ремнем:

где: Р0 - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем. Эта мощность определяется из таблиц, приведенных в ГОСТ 1284.3-80. Один из фрагментов показан в таблице 4.

Таблица 4

Сечение и длина ремня	d 1	u	Номинальная мощность, допускаемая одним ремнем Р0, кВт при частота вращения малого шкива, n1, об/мин
			400	800	950	1200	1450	2200	2400	2800
Б 2240	180	1,5 3	1,76 1,81	3,11 3,21	3,56 3,67	4,25 4,38	4,85 5,01	6,1 6,29	6,27 6,47	6,36 6,56
	224	1,5 3	2,4 2,47	4,27 4,4	4,89 5,04	5,81 6	6,6 6,81	8 8,25	8,08 8,31

Сб - коэффициент угла обхвата (таблица 5).

Таблица 5

б, град	180	170	160	150	140	130	120
Сб	1	0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,82

Ca - коэффициент длины ремня; выбирается из стандартных таблиц. Один из фрагментов приведен в таблице 6.

Таблица 6

Длина ремня	Коэффициент длины ремня Сав зависимости от типа ремня
	0	А	Б	В	Г	Д	Е
500 560 630 710 800 900 1000	0,81 0,82 0,84 0,86 0,9 0,92 0,94	0,79 0,81 0,83 0,85 0,87 0,89	0,82 0,84

Cp - коэффициент режима работы (таблица 7).

Таблица 7

Режим работы	Коэффициент режима работы Ср в зависимости от числа рабочих смен
	1 смена	2 смены	3 смены
Легкий (спокойная нагрузка)	1,1	1,3	1,5
Средний (умеренная нагрузка)	1.2	1,4	1,6
Тяжелы (значительные колебания нагрузки)	1,3	1,5	1,8
Очень тяжелый (ударная нагрузка)	1.5	1,6	1,9

Коэффициент числа ремней в комплекте Сz выбирается из таблицы

Таблица 8

z	2; 3	4; 5; 6	> 6
Cz	0,95	0,9	0,85

Чем больше ремней, тем трудней получить их равномерную загрузку. Неизбежные погрешности размеров ремней и шкивов приводят к тому, что ремни натягиваются различно, появляется дополнительное скольжение, износ и потеря мощности. Поэтому рекомендуется число ремней в комплекте не делать больше шести.

§7. Пример расчета

Определить параметры клиноременной передачи с кордотканевым ремнем при следующих данных.

Передаваемая мощность Р = 11 кВт.

Частота вращения ведущего (малого) шкива n1 = 1420 об/мин.

Передаточное число u = 3.

Режим работы односменный средний (умеренные колебания нагрузки).

Решение.

1. По графику рис. 11 рекомендуется тип (сечение) ремня Б.

2. Расчетный диаметр малого шкива (таблица 1) d1 = 125 мм.

3. Расчетный диаметр большого шкива:

мм

4. Предварительное межосевое расстояние (таблица 3) а = d2 = 375 мм.

5. Длина ремня (12):



мм

Принимаем ближайшую большую стандартную длину l = 1600 мм.

6. Уточненное межосевое расстояние определяется по формуле (13), для которой предварительно находим значения:

мм

7. Монтажное межосевое расстояние (стр. 126):

мм

Определение числа ремней в комплекте производится по формуле на стр. 127. Для нее предварительно определяем следующие параметры.

Номинальная мощность, допускаемая одним ремнем, находится из таблиц ГОСТ 1284.3-80 в зависимости от типа и длины ремня, передаточного числа и диаметра малого шкива (один из фрагментов показан в таблице 4). Р0 = 4,25 кВт.

Угол обхвата ремнем малого шкива (11):



Коэффициент угла обхвата (таблица 5) Сб = 0,89.

Коэффициент длины ремня; выбирается из стандартных таблиц (один из фрагментов приведен в таблице 6). Ca = 0,94.

Коэффициент режима работы (таблица 7) Cp = 1,2.

Расчетная мощность, передаваемая одним ремнем:

кВт

Коэффициент числа ремней Сz найдем из таблицы 8, предварительно оценив значения передаваемой мощности и расчетной мощности, передаваемой одним ремнем. Сz = 0,9.

Число ремней в комплекте

Литература

1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. Справочник. Под редакцией Булгакова Э.Б. Москва, «Машиностроение», 1981.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В трех томах. Москва, «Машиностроение», 1982.

3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. Москва, «Машиностроение», 1989.

4. Детали машин. Сборник материалов по расчету и конструированию в двух книгах. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1953.

5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Москва, 1978.

6. Иванов М.Н. Детали машин. Москва, «Высшая школа», 1991.

7. Конструирование машин. Справочно-методическое пособие в двух томах. Под редакцией Фролова К.В. Москва, «Машиностроение», 1994.

8. Кудрявцев В.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Ленинград, 1984.

9. Основы расчета и конструирования деталей летательных аппаратов. Под ред. Кестельмана В.Н. Москва, 1989.

10. Справочник машиностроителя, том 4, книги I и II. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

11. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. Под редакцией Крагельского И.В. и Алисина В.В. Москва, «Машиностроение», 1978.

Размещено на Allbest.ru

...