1.Ременные передачи
1.1 Общие сведения
Ременные передачи – это передачи гибкой связью (рис. 14.1), состоящие из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов и надетого на них ремня 3. В состав передачи могут также входить натяжные устройства и ограждения. Возможно применение нескольких ремней и нескольких ведомых шкивов. Основное назначение – передача механической энергии от двигателя передаточным и исполнительным механизмам, как правило, с понижением частоты вращения.
ременной передача шкив вал
1.1.1 Классификация передач
По принципу работы различаются передачи трением (большинство передач) и зацеплением (зубчатоременные). Передачи зубчатыми ремнями по своим свойствам существенно отличаются от передач трением и рассматриваются особо в 14.14.
Ремни передач трением по форме поперечного сечения разделяются на плоские, клиновые, поликлиновые, круглые, квадратные.
Условием работы ременных передач трением является наличие натяжения ремня, которое можно осуществить следующими способами:
предварительным упругим растяжением ремня;
перемещением одного из шкивов относительно другого;
натяжным роликом;
автоматическим устройством, обеспечивающим регулирование натяжения в зависимости от передаваемой нагрузки.
При первом способе натяжение назначается по наибольшей нагрузке с запасом на вытяжку ремня, при втором и третьем способах запас на вытяжку выбирают меньше, при четвертом - натяжение изменяется автоматически в зависимости от нагрузки, что обеспечивает наилучшие условия для работы ремня.
Клиновые, поликлиновые, зубчатые и быстроходные плоские изготовляют бесконечными замкнутыми. Плоские ремни преимущественно выпускают конечными в виде длинных лент. Концы таких ремней склеивают, сшивают или соединяют металлическими скобами. Места соединения ремней вызывают динамические нагрузки, что ограничивает скорость ремня. Разрушение этих ремней происходит, как правило, по месту соединения.
1.1.2 Схемы ременных передач
Передачи с одним ведомым валом
с параллельными осями валов
с непараллельными осями валов
с одинаковым направлением вращения
с обратным направлением вращения
Передачи с несколькими ведомыми валами
Примечания: 1. Схемы 1, 3, 5 - передачи с двумя шкивами; схемы 2, 4, 6, 7, 8, 9 - передачи с натяжными или направляющими роликами.2. Обозначения: вщ - ведущий шкив; вм - ведомый шкив: HP - натяжной или направляющий ролик
1.2 Достоинства и недостатки
Достоинства
Недостатки
Возможность передачи крутящим моментом между валами, расположенными на относительно большом расстоянии
Громоздкость
Плавность и бесшумность работы передачи
Непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня
Предельность нагрузки, самопредохранение от перегрузки. Способность ремня передать определенную нагрузку, свыше которой происходит буксование (скольжение) ремня по шкиву
Повышение нагрузки на валы и подшипники
Возможность работы с высокими скоростями
Невысокий КПД (0,92.. .0,94)
Простота устройства, небольшая стоимость, легкость технического обслуживания
Необходимость защиты ремней от попадания
Малая стоимость
Необходимость защиты ремней от попадания воды
Электризация ремня и поэтому недопустимость работы во взрывоопасных помещениях
Ременные передачи в основном применяются для передачи мощности до 50 кВт (зубчатыми до 200, поликлиновыми до 1000 кВт)
1.3 Область применения
Ремни должны обладать достаточно высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения при движении по шкиву и высокую износостойкость. Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Наибольшее распространение в машиностроении находят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двигателях и т. п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых расстояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения несколькими шкивами. При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числа и хорошей тяговой способности рекомендуется устанавливать зубчатые ремни. При этом не требуется большего начального натяжения ремней; опоры могут быть неподвижными. Плоскоременные передачи применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба. Плоские ремни имеют прямоугольное сечение, применяются в машинах, которые должны быть устойчивы к вибрациям (например, высокоточные станки). Плоскоременные передачи в настоящее время применяют сравнительно редко (они вытесняются клиноременными). Теоретически тяговая способность клинового ремня при том же усилии натяжения в 3 раза больше, чем у плоского. Однако относительная прочность клинового ремня по сравнению с плоским несколько меньше (в нем меньше слоев армирующей ткани), поэтому практически тяговая способность клинового ремня приблизительно в два раза выше, чем у плоского. Это свидетельство в пользу клиновых ремней послужило основанием для их широкого распространения, в особенности в последнее время. Клиновые ремни могут передавать вращение на несколько валов одновременно, допускают umax = 8 – 10 без натяжного ролика.
Круглоременные передачи (как силовые) в машиностроении не применяются. Их используют в основном для маломощных устройств в приборостроении и бытовых механизмах (магнитофоны, радиолы, швейные машины и т. д.).
1.4 Кинематика ременных передач
Окружные скорости (м/с) на шкивах:
и
где d1 и d2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; n1 и n2 – частоты вращения шкивов, мин-1.
Окружная скорость на ведомом шкиве v2 меньше скорости на ведущем v1 вследствие скольжения:
Передаточное отношение:
Обычно упругое скольжение находится в пределах 0,01…0,02 и растет с увеличением нагрузки.
1.4.1Силы и напряжения в ремне
Окружная сила на шкивах (Н):
где T1 – вращающий момент, Н м, на ведущем шкиве диаметром d1, мм; P1 – мощность на ведущем шкиве, кВт.
С другой стороны, Ft = F1 - F2, где F1 и F2 - силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня под нагрузкой. Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки не меняется по сравнению с начальной: F1 + F2 = 2F0. Решая систему двух уравнений, получаем:
F1 = F0 + Ft/2, F2 = F0 – Ft/2
Сила начального натяжения ремня F0 должна обеспечивать передачу полезной нагрузки за счет сил трения между ремнем и шкивом. При этом натяжение должно сохраняться долгое время при удовлетворительной долговечности ремня. С ростом силы несущая способность ременной передачи возрастает, однако срок службы уменьшается.
Соотношение сил натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня без учета центробежных сил определяют по уравнению Эйлера, выведенному им для нерастяжимой нити, скользящей по цилиндру. Записываем условия равновесия по осям x и y элемента ремня с центральным углом da. Принимаем, что
и , тогда,
где dFn – нормальная сила реакции, действующая на элемент ремня от шкива; f –коэффициент трения ремня по шкиву. Из имеем:
Подставим значение в пренебрегая членомв связи с его малостью. Тогда
После потенцирования имеем:
где e – основание натурального логарифма, b - угол, на котором происходит упругое скольжение, при номинальной нагрузке .
Полученная зависимость показывает, что отношение F1/F2 сильно зависит от коэффициента трения ремня на шкиве и угла . Но эти величины являются случайными, в условиях эксплуатации могут принимать весьма различные значения из числа возможных, поэтому силы натяжения ветвей в особых случаях уточняют экспериментально.
Обозначая и учитывая, что, имеем
Ремни обычно неоднородны по сечению. Условно их рассчитывают по номинальным (средним) напряжениям, относя силы ко всей площади поперечного сечения ремня и принимая справедливым закон Гука.
Нормальное напряжение от окружной силы Ft:
где A – площадь сечения ремня, мм2.
Нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня
Нормальные напряжения в ведущей и ведомой ветвях:
Центробежная сила вызывает нормальные напряжения в ремне, как во вращающемся кольце:
где s ц – нормальные напряжения от центробежной силы в ремне, МПа; v1 – скорость ремня, м/с; - плотность материала ремня, кг/м3.
При изгибе ремня на шкиве диаметром d относительное удлинение наружных волокон ремня как изогнутого бруса равно 2y/d, где y – расстояние от нейтральной линии в нормальном сечении ремня до наиболее удаленных от него растянутых волокон. Обычно толщина ремня . Наибольшие напряжения изгиба возникают на малом шкиве и равны:
Максимальные суммарные напряжения возникают на дуге сцепления ремня с малым (ведущим) шкивом:
Эти напряжения используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.
1.5 Геометрия
Основные геометрические параметры и - диаметры ведущего и ведомого шкивов; а - межосевое расстояние; В - ширина шкива; L - длина ремня; - угол обхвата;- угол между ветвями ремня (рис.6).
Рис. Основные геометрические параметры ременных передач
Углы и, соответствующие дугам, по которым происходит касание ремня и обода шкива, называют углами обхвата. Перечисленные геометрические параметры являются общими для всех типов ременных передач.
1.5.1 Расчет геометрических параметров
1. Межосевое расстояние
где L - расчетная длина ремня; D1 и D2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов.
Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдаться условие:
при этом а должно быть не более 15 м.
2. Расчетная длина ремня
на сшивку добавляют еще 100-300 мм.
3. Диаметр ведущего шкива (малого), мм
где - мощность на ведущем валу, кВт;- угловая скорость ведущего вала, рад/с.
4. Диаметр ведомого шкива
(5)
где и - передаточное число; - коэффициент скольжения.
При диаметре D > 300 мм шкивы изготовляют с четырьмя-шестью спицами. Для шкивов, имеющих отклонения от стандартных размеров, производят расчет на прочность. Обод рассчитывают на прочность как свободно вращающееся кольцо под действием сил инерции; спицы рассчитывают на изгиб.
1.5.2 Допускаемые углы обхвата ременных передач
Вследствие вытяжки и провисания ремня при эксплуатации углы обхвата измеряются приближенно:
В формуле выражение
где - угол между ветвями ремня (для плоскоременной передачи (< 30°)). Уголмежду ветвями ремня влияет на величину углов обхвата (и). Рекомендуется принимать также значение диаметров шкивов (и), чтобы соблюдалось условие
где для плоскоременной передачи = 150°, для клиноременной -= 120°.
1.6 Расчет долговечности ремня
Ремень испытывает переменные циклические напряжения , приводящие к усталостным повреждениям ремня и выходу его из строя. Кривые усталости Велера для ремней приближенно имеют вид
где m и C – постоянные, определяемые экспериментально; max – максимальные нормальные напряжения в ремне; NE – эквивалентное число циклов нагружения за срок службы ремня.
Здесь zш –число шкивов в передаче; Lh – ресурс ремня, ч.; i – коэффициент, учитывающий разную деформацию изгиба ремня на меньшем и большем шкивах; L – длина ремня, м. При передаточном отношении , с увеличением передаточного отношения влияние изгиба на большем шкиве уменьшается, аувеличивается, приближаясь к значениюzш. Расчет ремней на долговечность требует накопления экспериментальных данных о параметрах кривых усталости, в связи с чем в настоящее время этот расчет пока применяют не для всех типов передач.
Классификация передач. В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные, клиноременные, круглоременные, поликлиноременные (рис. 69). Плоскоременные передачи по расположению бывают перекрестные и полуперекрестные (угловые), рис. 70. В современном машиностроении наибольшее применение имеют клиновые и поликлиновые ремни. Передача с круглым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки, приборы).
Разновидность ременной передачи является Зубчатоременная , передающая нагрузку путем зацепления ремня со шкивами.
Рис. 70. Виды плоскоременных передач: а – перекрестная, Б – полуперекрестная (угловая)
Назначение. Ременные передачи относится к механическим передачам трения с гибкой связью и применяют в случае если необходимо передать нагрузку между валами, которые расположены на значительных расстояниях и при отсутствии строгих требований к передаточному отношению. Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, расположенных на некотором расстоянии друг от друга и соединенных ремнем (ремнями), надетым на шкивы с натяжением. Вращение ведущего шкива преобразуется во вращение ведомого благодаря трению, развиваемому между ремнем и шкивами. По форме поперечного сечения различают Плоские , Клиновые , Поликлиновые и Круглые приводные ремни. Различают плоскоременные передачи - Открытые , которые осуществляют передачу между параллельными валами, вращающимися в одну сторону; Перекрестные, Которые осуществляют передачу между параллельными валамиПри вращении шкивов в противоположных направлениях; в Угловых (полуперекрестных) плоскоременных передачах шкивы расположены на скрещивающихся (обычно под прямым углом) валах. Для обеспечения трения между шкивом и ремнем создают натяжение ремней путем предварительного их упругого деформирования, путем перемещения одного из шкивов передачи или с помощью натяжного ролика (шкива).
Преимущества. Благодаря эластичности ремней передачи работают плавно, без ударов и бесшумно. Они предохраняют механизмы от перегрузки вследствие возможного проскальзывания ремней. Плоскоременные передачи применяют при больших межосевых расстояниях и, работающие при высоких скоростях ремня (до 100М/с ). При малых межосевых расстояниях, больших передаточных отношениях и передаче вращения от одного ведущего шкива к нескольким ведомым предпочтительнее клиноременные передачи. Малая стоимость передач. Простота монтажа и обслуживания.
Недостатки. Большие габариты передач. Изменение передаточного отношения из-за проскальзывания ремня. Повышенные нагрузки на опоры валов со шкивами. Необходимость устройств для натяжения ремней. Невысокая долговечность ремня.
Сферы применения. Плоскоременная передача проще, но клиноременная обладает повышенной тяговой способностью и вписывается в меньшие габариты.
Поликлиновые ремни - плоские ремни с продольными клиновыми выступами-ребрами на рабочей поверхности, входящими в клиновые канавки шкивов. Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней - гибкость и клиновых - повышенную сцепляемость со шкивами.
Круглоременные передачи применяют в небольших машинах, например машинах швейной и пищевой промышленности, настольных станках, а также различных приборах.
По мощности ременные передачи применяются в различных машинах и агрегатах при 50КВ Т, (в некоторых передачах до 5000КВт ), при окружной скорости - 40М/с , (в некоторых передачах до 100М/с ), по передаточным числам 15, КПД передач: плоскоременные 0,93…0,98, а клиноременные – 0,87…0,96.
Рис. 71 Схема ременной передачи.
Силовой расчет. Окружная сила на ведущем шкиве
. (12.1)
Расчет ременных передач выполняют по расчетной окружной силе с учетом коэффициента динамической нагрузки И режима работы передачи:
Где - коэффициент динамической нагрузки, который принимается =1 при спокойной нагрузке, =1,1 – умеренные колебания нагрузки, =1.25 – значительные колебания нагрузки, =1,5 – ударные нагрузки.
Начальную силу натяжения ремня F O (предварительное натяжение) принимают такой, чтобы ремень мог сохранять это натяжение достаточно длительное время, не подвергаясь большой вытяжке и не теряя требуемой долговечности. Соответственно этому начальное напряжение в ремне для плоских стандартных ремней без автоматических натяжных устройств =1,8МПа ; с автоматическими натяжными устройствами = 2МПа ; для клиновых стандартных ремней =1,2...1,5МПа ; для полиамидных ремней = 3...4МПа .
Начальная сила натяжения ремня
Где А - Площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи либо площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной передачи.
Силы натяжения ведущей И ведомой S2 Ветвей ремня в нагруженной передаче можно определить из условия равновесия шкива (рис. 72).
Рис. 72. Схема к силовому расчету передачи.
Из условия равновесия ведущего шкива
(12.4)
С учетом (12.2) окружная сила на ведущем шкиве
Натяжение ведущей ветви
, (12.6)
Натяжение ведомой ветви
. (12.7)
Давление на вал ведущего шкива
. (12.8)
Зависимость между силами натяжения ведущей и ведомой ветвей приближенно определяют по формуле Эйлера, согласно которой натяжений концов гибкой, невесомой, нерастяжимой нити, охватывающей барабан связаны зависимостью
Где - коэффициент трения между ремнем и шкивом, - угол обхвата шкива.
Среднее значение коэффициента трения для чугунных и стальных шкивов можно принимать: для резинотканевых ремней =0,35, для кожаных ремней = 0,22 и для хлопчатобумажных и шерстяных ремней = 0,3.
При определении сил трения в клиноременной передаче в формулы вместо – коэффициента, трения надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней
, (12.10)
Где - угол клина ремня .
При совместном рассмотрении приведенных силовых соотношений для ремня получим окружную силу на ведущем шкиве
, (12.11)
Где - коэффициент тяги, который определяется по зависимости
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.
Геометрический расчет. Расчетная длина ремней при известном межосевом расстоянии и диаметрах шкивов (рис.71):
Где . Для конечных ремней длину окончательно согласовывают со стандартными длинами по ГОСТ. Для этого выполняют геометрический расчет согласно схемы показанной на рис.73.
Рис.73. Схема к геометрическому расчету ременной передачи
По окончательно установленной длине плоскоременной или клиноременной открытой передачи действительное межосевое расстояние передачи пои условии, что
Расчетные формулы без учета провисания и начальной деформации ремня.
Угол обхвата ведущего шкива ремнем в радианах:
, (12.14)
В градусах 
.
Порядок выполнения проектного расчета.
Для ременной передачи при проектном расчете по заданным параметрам (мощность, момент, угловая, скорость и передаточное отношение) определяются размеры ремня и приводного шкива, которые обеспечивают необходимую усталостную прочность ремня и критический коэффициент тяги при максимальном КПД. По выбранному диаметру ведущего шкива из геометрического расчета определяются остальные размеры: 
Проектный расчет плоскоременной передачи по тяговой способности производят по допускаемому полезному напряжению, Которое определяют по кривым скольжения. В результате расчета определяется ширина ремня по формуле:
, (12.15)
Где - окружная сила в передаче; - допустимая удельная окружная сила, которая соответствует максимальному коэффициенту тяги, которая определяется при скорости ремня =10 м/с и угле обхвата =1800; - коэффициент расположения передачи в зависимости от угла наклона линии центров к горизонтальной линии: =1,0, 0,9, 0,8 для углов наклона =0…600, 60…800, 80…900; - коэффициент угла обхвата шкива ; - скоростной коэффициент: ; - коэффициент режима работы, который принимается: =1,0 спокойная нагрузка; =0,9 нагрузка с небольшими изменениями, =0,8 – нагрузка с большими колебаниями, =0,7 – ударные нагрузки.
Для расчета предварительно по эмпирическим формулам определяется диаметр ведущего шкива
, (12.16)
Где - передаваемая мощность в кВт, - частота вращения.
Диаметр ведущего шкива округляется до ближайшего стандартного.
Принимается тип ремня, по которому определяется допустимая удельная окружная сила по таблице 12.1.
Таблица 12.1
Параметры плоских приводных ремней
Расчетную ширину ремня округляют до ближайшей стандартной ширины по табл.12.2.
Таблица 12.2 Стандартная ширина плоских приводных ремней
|
20, 25,32, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 110, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280… |
|
|
30, 60, 70, 115, 300… |
Таблица 12.3 Ширина обода шкива плоскоременной передачи.
Проектный расчет клиноременной передачи по тяговой способности производят по допускаемой мощности передаваемой одним ремнем выбранного поперечного сечения, которое также определяют по кривым скольжения. В результате расчета определяется количество ремней выбранного сечения по формуле:
|
d 1, мм |
Р0 (кВт) при скорости ремня υ, м/с |
||||||
|
l 0=1320мм |
|||||||
|
l 0=1700мм |
|||||||
|
l 0=2240мм |
|||||||
|
l 0=3750мм |
|||||||
|
l 0=6000мм |
Перевод системы обозначений сечений клиновых ремней по ГОСТ 1284 в международные стандарты: О – Z, А – A, Б – B, В – C, Г – D, Д – E, Е – E0
1120; 1180; 1250; 1320; 1400; 1500; 1600; 1700; 1800; 1900; 2000; 2120; 2240; 2360;2500
2650; 2800; 3000; 3150; 3350; 3550; 3750; 4000
4250; 4500; 4750; 5000; 5300; 5600; 6000
6300; 6700; 7100; 7500; 8000; 8500; 9000; 9500; 10000; 10600
Расчетное число клиновых ремней округляют до ближайшего большего целого числа.
Проверочный расчет на долговечность. Долговечность ремня определяется его сопротивлением усталости при циклическом нагружении. Сопротивление усталости определяется числом циклов нагружений, которое возрастает с увеличением при скорости ремня и уменьшении его длины. Для обеспечения долговечности ремня в пределах 1000…5000 часов работы проверяется число пробегов ремня в секунду, которое соответствует числу нагружений в секунду
Таблица 12.7
Таблица 12.7
Размеры и параметры клиновых ремней
|
Обозначение |
сечения, мм |
F , мм2 |
|||||||||
|
Нормального сечения |
|||||||||||
| 4.1 out of 5 based on 7 votes | |||||||||||
На рис. 1 показана кинематическая схема клиноременной передачи. Для расчета передачи необходимы исходные данные, которые приведены ниже.
Исходные данные: мощность и вращающий момент на ведущем валу передачи Р 1 и Т 1 , частота вращения ведущего шкива n 1 , передаточное число u , характер нагрузки, расположение передачи в пространстве (горизонтальная, наклонная или вертикальная), требования к конструктивному исполнению.
1. Выбирается тип сечения ремня. По величине Р 1 и n 1 , используя диаграмму, рис. 2. Ремни с большей площадью поперечного сечения имеют большую нагрузочную способность, но менее гибкие, что приведет к выбору шкива с большим диаметром. Выбор ремня с меньшей площадью сечения позволит получить меньшие габариты передачи, но с большим числом ремней.
Рис. 2
2. Выбирается диаметр ведущего шкива, d 1 по таблице 1. Для каждого сечения ремня дан рекомендуемый диапазон значений d 1 . Меньшие значения следует принимать в том случае, когда необходимо получить малые габариты передачи, но в этом случае напряжения изгиба в ремне будут наибольшие, что приведет к увеличению числа ремней.
Значение d 1 следует принимать по ГОСТ, таблица 2, или из ряда чисел, рекомендуемых для размеров, таблица 3.
Таблица 1
| Обозначение сечения | Размеры сечения, мм | Площадь сечения, А, мм 2 | Длина ремня, , мм | Базовая длина, , мм | Диаметр шкива, d 1 , мм | ||||
| b | b p | h | y 0 | d min | Рекомендуемые, d 1 | ||||
| 0 (Z) | 8,5 | 2,1 | 400 - 2500 | 71, 80, 90, 100 | |||||
| А (A) | 2,8 | 560 - 4000 | 100, 112, 125, 140, 160 | ||||||
| Б (B) | 10,5 | 800 - 6300 | 140, 160, 180, 200, 224 | ||||||
| В (C) | 13,5 | 4,8 | 1800 - 10000 | 224, 250, 280, 315, 355 | |||||
| Г (D) | 6,9 | 3150 - 15000 | 355, 400, 450, 500, 560 | ||||||
| Д (E) | 23,5 | 8,3 | 4500 - 18000 | 560, 630, 710, 800, 900 |
Примечание: в скобках даны обозначения ремней в международной системе ISO.
Размеры сечения ремня показаны на рис. 3.
Таблица 2
3. Определяется диаметр ведомого шкива, приближенно
Полученное значение округляется до ближайшего по ГОСТ, таблица 2, если привод проектируется для серийного производства. В других случаях, в том числе и при учебном проектировании, значения диаметров можно принимать из ряда чисел, таблица 3.
4. Уточняется передаточное число с учетом коэффициента скольжения e
Можно принять ε =0,01…0,02. Отклонение значения u от заданного допускается до 4 %.
5. Предварительно определяется межосевое расстояние, , мм.
Межосевое расстояние ременных передач можно назначать в широких пределах. От величины а зависит длина ремня. Предварительно его можно ориентировочно определить в зависимости от передаточного числа u и диаметра d 2 по таблице 4 , .
Таблица 4
| Значения межосевого расстояния, а, мм | ||||||
| u | ||||||
| a | 1,5 d 2 | 1,2 d 2 | d 2 | 0,95 d 2 | 0,9 d 2 | 0,85 d 2 |
При необходимости наименьшее или наибольшее значения межосевого расстояния можно определить по формулам:
где h – высота ремня, мм, таблица 1.
Однако межосевое расстояние следует принимать при определенных требованиях к габаритам передачи. В практических расчетах, если нет особых требованиям к габаритам передачи, рекомендуется принимать значение не меньше, чем полученное по таблице 4. Значение межосевого расстояния, выбранное близко к , может создать затруднения при компоновке привода, а также при конструировании механизма натяжения.
6. Расчетная длина ремня
, мм
значение длины ремня выбирается по ГОСТ, таблица 5. Если нет специальных требований к габаритам передачи, то рекомендуется выбирать l близкое к расчетному, желательно большее значение. Увеличение длины ремня способствует уменьшению числа циклов нагружения и увеличению срока службы ремня, но при этом увеличиваются габариты передачи.
Таблица 5
7. Уточняется межосевое расстояние,
8. Угол обхвата меньшего шкива, a, град.,
.
Угол a для клиноременных передач должен быть не менее 120 о, при меньших значениях снижается тяговая способность передачи.
9. Определяется окружная скорость, V
10. Номинальная мощность Р о , передаваемая одним ремнем при условии: a =180 о, u =1, нагрузка без колебаний, для базовой длины ремня , выбирается по таблице 6.
Таблица 6
Мощность Р 0 , кВт, передаваемая одним ремнем.
| Сечение ремня | Расчетный диаметр малого шкива, мм | Скорость ремня, м/с | |||||||||
| 0 (Z) | 0,23 | 0,29 | 0,36 | 0,42 | 0,49 | 0,56 | 0,62 | 0,69 | 0,75 | 0,82 | |
| 0,24 | 0,32 | 0,39 | 0,47 | 0,55 | 0,63 | 0,71 | 0,78 | 0,85 | 0,93 | ||
| 0,29 | 0,37 | 0,45 | 0,53 | 0,61 | 0,69 | 0,77 | 0,85 | 0,92 | 1,00 | ||
| 0,31 | 0,41 | 0,49 | 0,58 | 0,67 | 0,76 | 0,85 | 0,93 | 1,03 | 1,11 | ||
| А (A) | 0,52 | 0,66 | 0,74 | 0,88 | 1,03 | 1,10 | 1,25 | 1,33 | 1,40 | 1,47 | |
| 0,52 | 0,66 | 0,81 | 0,96 | 1,10 | 1,18 | 1,33 | 1,40 | 1,47 | 1,62 | ||
| 0,52 | 0,66 | 0,81 | 0,96 | 1,10 | 1,25 | 1,40 | 1,47 | 1,54 | 1,69 | ||
| 0,59 | 0,74 | 0,96 | 1,10 | 1,25 | 1,40 | 1,54 | 1,69 | 1,84 | 1,99 | ||
| Б (B) | 0,74 | 0,96 | 1,10 | 1,33 | 1,47 | 1,69 | 1,92 | 2,06 | 2,28 | 2,42 | |
| 0,81 | 1,08 | 1,25 | 1,40 | 1,62 | 1,84 | 2,06 | 2,23 | 2,42 | 2,65 | ||
| 0,96 | 1,18 | 1,40 | 1,62 | 1,84 | 1,99 | 2,20 | 2,50 | 2,72 | 2,94 | ||
| 1,10 | 1,33 | 1,55 | 1,77 | 1,99 | 2,20 | 2,50 | 2,72 | 2,92 | 3,16 | ||
| В (С) | 1,40 | 1,77 | 2,14 | 2,50 | 2,80 | 3,10 | 3,40 | 3,68 | 3,98 | 4,35 | |
| 1,62 | 2,06 | 2,42 | 2,88 | 3,16 | 3,54 | 3,90 | 4,24 | 4,64 | 5,00 | ||
| 1,77 | 2,20 | 2,65 | 3,10 | 3,54 | 3,90 | 4,27 | 4,64 | 5,10 | 5,45 | ||
| 1,84 | 2,36 | 2,88 | 3,32 | 3,76 | 4,20 | 4,57 | 5,00 | 5,45 | 5,90 | ||
| Г (D) | - | - | 4,71 | 5,45 | 6,25 | 7,00 | 7,65 | 8,45 | 9,19 | 9,70 | |
| - | - | 5,15 | 5,96 | 6,85 | 7,65 | 8,39 | 9,20 | 9,87 | 10,44 | ||
| - | - | 5,59 | 6,48 | 7,38 | 8,24 | 9,19 | 10,08 | 10,90 | 11,54 | ||
| - | - | 6,10 | 6,94 | 7,93 | 8,90 | 9,92 | 10,98 | 11,78 | 12,50 |
Примечание : в скобках даны обозначения ремней в международной системе ISO.
Клиновые ремни изготавливают в виде замкнутой бесконечной ленты. Для передач общего назначения по ГОСТ 1284.1-89 изготовляют семь типов клиновых ремней 0, А, Б, В, Г, Д, Е, отличающихся размерами поперечного сечения. Размеры сечения соответственно увеличиваются от типа 0 к Е.
11. Мощность, передаваемая одним ремнем Р р в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи
, кВт,
где: С a коэффициент угла обхвата, таблица 7, С l коэффициент длины ремня, таблица 8, С u коэффициент передаточного отношения, таблица 9, С р коэффициент режима нагрузки, таблица 10.
Таблица 7
Таблица 8
Таблица 9
Таблица 10
12. Определяется число ремней, z
где: С z коэффициент числа ремней, таблица 11.
Вначале определяют z без учета коэффициента C z , а затем уточняют число ремней z .
Таблица 11
Принимается целое число ремней. Рекомендуется z £6, т.к. размеры ремней и канавок имеют неизбежные отклонения. Чем больше ремней, тем больше неравномерность натяжения и загрузка их. В передаче появляются дополнительные скольжения, износ и потеря мощности.
Если число ремней получается дробным, то выбор z рекомендуется производить из следующих условий:
Если дробная часть меньше 0,2, то z можно округлить в меньшую сторону, что приведет к незначительному уменьшению срока службы ремней,
Если дробная часть больше 0,8, то z следует округлить в большую сторону, что приведет к некоторому увеличению долговечности ремней,
Если дробная часть составляет от 0,2 до 0,8, то следует расчет повторить, изменив диаметры шкивов и длину ремня, по рекомендациям, приведенным выше. Таким образом, можно получить значение z близкое к целому числу.
13. Предварительное натяжение каждой ветви ремня, F o
Установку натяжения ремня и его контроль при эксплуатации передачи наиболее просто производить по стреле прогиба ветви ремня под действием определенной нагрузки. Определение стрелы прогиба и схема измерения приведена в Приложении 3.
14. Окружная сила
15. Определяются силы, действующие в ветвях ремня (в расчете на один ремень)
, Н,
, Н.
16. Определяется сила, действующая на валы и подшипники от предварительного натяжения, F в
, H.
Величина этой силы в дальнейшем может быть использована при определении опорных реакций, расчете валов, определении долговечности подшипников.
17. Частота пробегов ремня
допускаемое число пробегов для клиновых ремней рекомендуется =10 с -1 . Если условие n p £ не удовлетворяется, то следует увеличить длину ремня.
18. Определяются основные размеры шкивов, таблица 12, разрабатывается их конструкция, выбирается способ крепления на валах.
Таблица 12
Шкивы клиноременных передач
Профили канавок для ремней нормального сечения и их размеры
| Сечение ремня | c | e | t | b | Расчетные диаметры при угле φ о | |||
| 2,5 | 7,5 | 63-71 | 80-100 | 112-160 | ||||
| А | 3,3 | 90-112 | 125-160 | 180-400 | ||||
| Б | 4,2 | 12,5 | 125-160 | 180-224 | 250-500 | |||
| В | 5,7 | 14,5 | 22,5 | - | 200-315 | 355-630 | ||
| Г | 8,1 | - | 315-450 | 500-900 | ||||
| Д | 6,9 | 23,5 | 44,5 | - | 500-560 | 630-1120 | ||
| Е | 12,5 | - | - | 800-1400 |
Примечание : Материал шкивов – чугун СЧ 15, сталь 25 Л.
Шероховатость рабочих поверхностей Ra < 2,5 мкм.
19. Выбирается способ натяжения ремней.
Способы натяжения ремней.
Передача вращающего момента от ведущего шкива к ремню и от ремня к ведомому шкиву происходит за счет силы трения между ремнем и шкивом. Сила трения зависит от величины предварительного натяжения ремня, которое осуществляют следующими способами:
1. Периодическим подтягиванием ремня (по мере его вытяжки) с помощью винта, за счет перемещения электродвигателя по салазкам (Приложение 1, рис. 1). Периодическое регулирование натяжения требует систематического наблюдения за передачей и в случае уменьшения натяжения может появиться буксование, что приведет к быстрому износу ремня. Тем не менее, этот способ наиболее часто применяется на практике. Параметры салазок приведены в таблице, (Приложение 2).
2. Натяжным роликом, устанавливаемым с наружной стороны ведомой ветви ремня ближе к шкиву малого диаметра (Приложение 1, рис. 2). Это способствует увеличению угла обхвата малого шкива. Поджим натяжного ролика может быть периодическим или же с помощью пружины. Недостатком этого способа является изгиб ремня в обратную сторону, что ускоряет процесс усталостного разрушения ремня. Для клиноремённых передач этот способ практически не применяется.
3. Под действием силы тяжести электродвигателя, установленного на качающейся плите, и винтового устройства, (Приложение 1, рис. 3).
4. Автоматически за счет применения зубчатой пары в сочетании с ременной передачей. Способ используется редко из-за усложнения конструкции.
Значение натяжения ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность и КПД передачи.
При конструировании натяжного устройства необходимо определить ход шкива, обеспечивающий надевание ремня и натяжение его.
Уменьшение межосевого расстояния для надевания ремня рекомендуется принимать в зависимости от длины ремня , а увеличение при натяжении ремня . Конструкция салазок должна обеспечить достаточный ход шкива с запасом.
Результаты расчета следует представить в виде таблицы, содержащей основные параметры передачи, а также эскизы шкивов.
3. Пример расчета клиноременной передачи
Исходные данные: мощность на ведущем шкиве Р 1 = 7 кВт, вращающий момент на ведущем шкиве Т 1 = 45,5 Нм, частота вращения ведущего шкива n 1 = 1470 мин -1 , передаточное число u = 3, характер нагрузки: имеют место умеренные колебания (например, привод ленточного конвейера).
16. Сила, действующая на вал и подшипники F в
15. Частота пробегов ремня
с -1 <
,
=10 с -1 .
15. Определяются основные размеры шкивов, разрабатывается их конструкция
Ширина шкива В =63 мм, наружные диаметры шкивов D 1 =148,5 мм, D 2 =428,5 мм.
Результаты расчета
Тип сечения ремня Б
Расчетные диаметры шкивов, мм d 1 =140, d 2 =420
Передаточное отношение u =3,03
Длина ремня, мм l =2000
Межосевое расстояние, мм а =542
Количество ремней z =3
Окружная скорость, м/с V =10,8
Окружная сила, Н F t =648,15
Усилие предварительного натяжения, Н F 0 =221
Сила, действующая на валы и подшипники, Н F в =1282,3
Число пробегов ремня в 1 сек. n р =5,4
Обычно клиноременная передача представляет собой открытую передачу с одним или несколькими ремнями. Рабочими поверхностями ремня являются его боковые стороны.
По сравнению с плоскоременными, клиноременные передачи обладают большей тяговой способностью, имеют меньшее межосевое расстояние, допускают меньший угол обхвата малого шкива и большие передаточные числа (и ≤ 10). Однако стандартные клиновые ремни не допускают скорость более 30 м/с из-за возможности крутильных колебаний ведомой системы, связанных с неизбежным различием ширины ремня по его длине и, как следствие, непостоянством передаточного отношения за один пробег ремня. У клиновых ремней большие потери на трение и напряжения изгиба, а конструкция шкивов сложнее.
Клиноременные передачи широко используют в индивидуальных приводах мощностью до 400 кВт. КПД клиноременных передач η= 0,87...0,97.
Поликлиновые ременные передачи не имеют большинства недостатков, присущих клиноременным, но сохраняют достоинства последних. Поликлиновые ремни имеют гибкость, сравнимую с гибкостью резинотканевых плоских ремней, поэтому они работают более плавно, минимальный диаметр малого шкива передачи можно брать меньшим, передаточные числа увеличить до и ≤ 15, а скорость ремня – до 50 м/с. Передача обладает большой демпфирующей способностью.
Клиновые и поликлиновые ремни . Клиновые приводные ремни выполняют бесконечными из резинотканевых материалов трапецеидального сечения с углом клина φ 0 = 40°. В зависимости от отношения ширины b 0 большего основания трапеции к ее высоте h клиновые ремни бывают нормальных сечений (b 0 /h ≈ 1,6); узкие (b 0 /h ≈ 1,2); широкие (b 0 /h ≈ 2,5 и более; применяют для клиноременных вариаторов).
В настоящее время стандартизованы клиновые ремни нормальных сечений , предназначенные для приводов станков, промышленных установок и стационарных сельскохозяйственных машин. Основные размеры и методы контроля таких ремней регламентированы ГОСТ 1284.1 – 89; обозначения сечений показаны на рис. 1.45. Ремни сечения ЕО применяют только для действующих машин и установок. Стандартные ремни изготовляют двух видов: для умеренного и тропического климата, работающих при температуре воздуха от минус 30 до плюс 60°С, и для холодного и очень холодного климата, работающих при температуре от минус 60 до плюс 40°С. Ремни сечений А, В и С для увеличения гибкости могут изготовляться с зубьями (пазами) на внутренней поверхности, полученными нарезкой или формованием (рис. 1.46, в ). Клиновые ремни (рис.1.46, а ,б ) состоят из резинового или резинотканевого слоя растяжения 1, несущего слоя 2 на основе материалов из химических волокон (кордткань или кордшнур), резинового слоя сжатия 3 и оберточного слоя прорезиненной ткани 4. Сечение ремня кордтканевой (а ),кордшнуровой (б )конструкции показаны на рис.1.46. Более гибки и долговечны кордшнуровые ремни, применяемые в быстроходных передачах. Допускаемая скорость для ремней нормальных сечений υ < 30 м/с.
Технические условия на ремни приводные клиновые нормальных сечений регламентированы ГОСТ 1284.2 – 89, а передаваемые мощности – ГОСТ 1284.3 – 89.
Кроме вышеуказанных приводных клиновых ремней стандартизованы: ремни вентиляторные клиновые (для двигателей автомобилей, тракторов и комбайнов) и ремни приводные клиновые (для сельскохозяйственных машин).
При необходимости работы ремня с изгибом в двух направлениях применяют шестигранные (сдвоенные клиновые) ремни.
Весьма перспективны узкие клиновые ремни , которые передают в 1,5–2 раза большие мощности, чем ремни нормальных сечений. Узкие ремни допускают меньшие диаметры малого шкива и работают при скоростях до 50 м/с; передачи получаются более компактными. Четыре сечения этих ремней УО(SPZ), УА(SРА), УБ(SPB), УВ(SPC) заменяют семь нормальных сечений. В скобках даны обозначения по ИСО.
Узкие ремни обладают повышенной тяговой способностью за счет лучшего распределения нагрузки по ширине несущего слоя, состоящего из высокопрочного синтетического корда. Применение узких ремней значительно снижает материалоемкость ременных передач. Узкие ремни пока не стандартизованы и изготовляются в соответствии с ТУ 38 605 205 – 95.
Следует отметить, что в клиноременных передачах с несколькими ремнями из-за разной длины и неодинаковых упругих свойств нагрузка между ремнями распределяется неравномерно. Поэтому в передаче не рекомендуется использовать более 8...12 ремней.
Поликлиновые ремни (см. рис.1.43, г ) представляют собой бесконечные плоские ремни с ребрами на нижней стороне, работающие на шкивах с клиновыми канавками. По всей ширине ремня расположен высокопрочный синтетический шнуровой корд; ширина такого ремня в 1,5 – 2 раза меньше ширины комплекта ремней нормальных сечений при одинаковой мощности передачи.
Поликлиновые ремни пока не стандартизованы; на основании нормали изготовляют три сечения кордшнуровых поликлиновых ремней, обозначаемых К, Л и М, с числом ребер от 2 до 50, длиной ремня от 400 до 4000 мм и углом клина φ 0 = 40°.
По сравнению с плоскоременными, клиноременные передачи обладают значительно большей тяговой способностью за счет повышенного сцепления, обусловленного приведенным коэффициентом трения f " между ремнем и шкивом.
Как известно из рассматриваемой в теоретической механике теории трения клинчатого ползуна:
f " =f /sin(α/2),
где f – коэффициент трения на плоскости (для прорезиненной ткани по чугунуf =0,3); α– угол профиля канавки шкива.
Приняв α= φ 0 = 40°, получим:
f " =f /sin20° ≈ 3f .
Таким образом, при прочих равных условиях клиновые ремни способны передавать в три раза большую окружную силу, чем плоские.
как правильно рассчитать диаметры шкивов, чтобы ножевой вал деревообрабатывающего станка вращался со скоростью 3000…3500 оборотов в минуту. Частота вращения электрического двигателя 1410 оборотов в минуту (двигатель трехфазный, но будет включен в однофазную сеть (220 В) с помощью системы конденсаторов. Ремень клиновой.
Диаметр шкива, в зависимости от частоты вращения вала и линейной скорости шкива, определяют по формуле:
где D1 - диаметр шкива, мм; V - линейная скорость шкива, м/с; n - частота вращения вала, об/мин.
Диаметр ведомого шкива вычисляют по следующей формуле:
D2 = D1x(1 - ε)/(n1/n2),
где D1 и D2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; ε - коэффициент скольжения ремня, равный 0,007…0,02; n1 и n2 - частота вращения ведущего и ведомого валов, об/мин.
Так как значение коэффициента скольжения весьма мало, то поправку на скольжение можно и не учитывать, то есть вышестоящая формула приобретет более простой вид:
Минимальное расстояние между осями шкивов (минимальное межцентровое расстояние) составляет:
Lmin = 0,5x(D1+D2)+3h,
где Lmin - минимальное межцентровое расстояние, мм; D1 и D2 - диаметры шкивов, мм; h - высота профиля ремня.
Чем меньше межцентровое расстояние, тем сильнее изгибается ремень при работе и тем меньше срок его службы. Целесообразно принимать межцентровое расстояние больше минимального значения Lmin, причем делают его тем больше, чем ближе значение передаточного отношения к единице. Но во избежание чрезмерной вибрации применять очень длинные ремни не следует. Кстати, максимальное межцентровое расстояние Lmax легко вычислить по формуле:
Lmax <= 2*(D1+D2).
Но в любом случае значение межцентрового расстояния L зависит от параметров используемого ремня:
L = А1+√(A12 - А2),
где L - расчетное межцентровое расстояние, мм; А1 и А2 - дополнительные величины, которые придется вычислять. Теперь разберемся с величинами А1 и А2. Зная диаметры обоих шкивов и стандартную длину выбранного ремня, определить значения А1 и А2 совсем несложно:
А1 = /4, а
А2 = [(D2 - D1)2]/8,
где L - стандартная длина выбранного ремня, мм; D1 и D2 - диаметры шкивов, мм.
Размечая плиту для установки электродвигателя и приводимого во вращение устройства, например, круглой пилы, требуется предусмотреть возможность перемещения электродвигателя на плите. Дело в том, что расчет не дает абсолютно точного расстояния между осями двигателя и пилы. Кроме того, необходимо обеспечить возможность натяжения ремня и компенсировать его растяжение.
Рис. 2. Конфигурация ручья шкива под клиновой ремень: с - (-) расстояние от центра тяжести профиля ремня до наружной кромки шкива; Dрас - расчетный диаметр шкива; b - ширина ручья шкива по наружному диаметру; Dнар - наружный диаметр шкива; е - высота ручья; 2s - толщина шкива по наружному диаметру; ф - угол при вершине ручья
Конфигурация ручья шкива и его размеры приведены на рис. 2. Размеры, обозначенные на рисунке буквами, имеются в приложениях к соответствующим ГОСТам и в справочниках. Но если ГОСТов и справочников нет, все необходимые размеры ручья шкива можно примерно определить по размерам имеющегося клиновидного ремня (см. рис. 1), считая, что
b = ацт+2c*tg(ф/2) = а;
s = а/2+(4…10).
Поскольку интересующий нас случай связан с ременной передачей, передаточное отношение которой не очень большое, на угол охвата ремнем меньшего шкива мы при расчете внимания не обращаем.
Угол конуса ручья шкива зависит от диаметра шкива и марки ремня. Понятно, чем меньше диаметр шкива и тоньше ремень, тем сильнее последний деформируется при огибании шкива. Углы между сторонами ручья шкива, в зависимости от марки ремня и диаметра шкива, приведены в таблице 3.
Таблица 3. Конфигурация шкива (угол между сторонами ручья) в зависимости от его диаметра и от марки ремня
Важной информацией при расчете ременной передачи является мощность привода, поэтому в таблице 4 приведены соответствующие рекомендации по выбору ремня для конкретных условий эксплуатации.
В качестве практических рекомендаций скажем, что материалом для шкивов может быть любой металл. Добавим также, что для получения максимальной мощности от трехфазного электродвигателя, включенного в однофазную сеть, емкости конденсаторов должны быть следующими:
Ср = 66Рн и Сп = 2Ср = 132Рн,
где Сп - емкость пускового конденсатора, мкФ; Ср - емкость рабочего конденсатора, мкФ; Рн - номинальная мощность двигателя, кВт.
Для клиноременной передачи немаловажным обстоятельством, сильно сказывающимся на долговечности ремня, является параллельность осей вращения шкивов.
