Ременные передачи

Содержание лекции 10 «Ременные передачи». 1. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ 2 1.1. ПЛОСКОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА 3 1.1.1. ПЛОСКИЕ ПРИВОДНЫЕ РЕМНИ 4 1.2. КЛИНОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА 7 1.2.1. КЛИНОВЫЕ ПРИВОДНЫЕ РЕМНИ 7 1.3. ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ В ОТКРЫТЫХ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧАХ 8 1.4. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 10 1.5. УСИЛИЯ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ 10 1.6. НАГРУЗКА НА ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 12 1.7. СКОЛЬЖЕНИЕ РЕМНЯ 12 1.8. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 14 1.9. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ 14 1.20. КРИВЫЕ СКОЛЬЖЕНИЯ 17 1.21. ДОПУСКАЕМОЕ УДЕЛЬНОЕ ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ 18 1.22. К. П. Д. РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 20 1.23 ВИДЫ РАЗРУШЕНИЯ РЕМНЕЙ 21 1.24 РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ ПО ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТИ 21 1.25. РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ 22 1.26. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА ПЛОСКОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 23 1.27. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 27 1.28. НАТЯЖЕНИЕ РЕМНЕЙ 30 1.29. ШКИВЫ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 31 1.30. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО КОНСТРУИРОВАНИЮ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 33 1. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью. Состоит из ведущего и ведомого шкивов, огибаемых ремнем (рис. Р.1). Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивом и ремнем вследствие натяжения последнего. Параметрам ведущего шкива приписывают индекс 1, параметрам ведомого — индекс 2. Рис. Р.1. Схема ременной передачи В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные (рис. Р.1, а), клиноременные (рис. Р.1, б) и круглоременные (рис. Р.1, в). Передача с круглым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки). Достоинства: 1. Простота конструкции и малая стоимость. 2. Возможность передачи мощности на значительные расстояния (до 15 м). 3. Плавность и бесшумность работы. 4. Смягчение вибрации и толчков вследствие упругой натяжки ремня. Недостатки: 1. Большие габаритные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей. 2. Малая долговечность ремня в быстроходных передачах. 3. Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня. 4. Непостоянное передаточное число из-за неизбежного упругого проскальзывания ремня. 5. Необходимость в постоянном надзоре во время работы из-за возможного соскакивания и обрыва ремня. 6. Неприменимость во взрывоопасных местах вследствие электризации ремня. Применение. Ременные передачи применяют в большинстве случаев как замедлительные, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние А должно быть достаточно большим, а передаточное число i не строго постоянным. Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50квт и в редких случаях достигает 1000 квт. Скорость ремня v=5 — 30 м/сек, а в сверхскоростных передачах может доходить до 100 м/сек. В сочетании с другими передачами ременную передачу применяют на быстроходных ступенях привода (см. рис. 1а). Рис. Р.1а. Схема привода ленточного транспортера: 1 — электродвигатель; 2- клиноременная передача: 3-цилиндрический прямозубый редуктор; 4-цепная передача; 5-ленточный транспортер 1.1. ПЛОСКОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА Плоскоременная передача (рис. Р.2) имеет простую конструкцию шкивов и вследствие большой гибкости ремня обладает повышенной долговечностью. Эта передача рекомендуется при: больших межосевых расстояниях (до 15 м), весьма высоких скоростях (до 100 м/сек). Различают следующие основные типы плоскоременных передач: 1. Открытые — оси валов параллельны, вращение шкивов в одном направлении (рис. Р.2, а). Открытые передачи получили наибольшее распространение вследствие благоприятных условий работы ремня, обеспечивающих большую его долговечность. 2. Перекрестные — оси валов параллельны, вращения шкивов в противоположных направлениях (рис. Р.2, б). Вследствие взаимного трения ветвей имеют повышенный износ ремня. В настоящее время встречаются редко. 3. Передача с натяжным роликом, обеспечивающим постоянное натяжение ремня (рис. Р.2, в). Применяется при больших передаточных числах или при малых межосевых расстояниях. В настоящее время успешно заменяется клиноременной передачей. Рис. Р.2 Типы плоскоременных передач а) открытая передача; б) перекрестная передача; в) передача с натяжным роликом. 1.1.1. ПЛОСКИЕ ПРИВОДНЫЕ РЕМНИ Материал ремня должен обладать достаточной прочностью, износостойкостью, эластичностью и долговечностью, хорошо сцепляться со шкивами и иметь низкую стоимость. В машиностроении применяют различные типы плоских ремней. Прорезиненные ремни (ГОСТ 101 — 54). Состоят из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани — прокладок, связанных вулканизированной резиной. Ткань передает основную часть нагрузки, а резина предохраняет ткань от повреждений и повышает коэффициент трения. Будучи прочными, эластичными, малочувствительными к влаге прорезиненные ремни получили большое применение для широкого диапазона мощностей при передаче спокойных нагрузок. Эти ремни непригодны в помещениях с повышенным содержанием паров нефтепродуктов, которые разрушают резину. Прорезиненные ремни выпускаются трех типов (табл. 9.1.): ремни типа А — нарезанные, с резиновыми прослойками между тканевыми прокладками (рис. Р.3, а). Рекомендуются для шкивов малого диаметра при v<=30 м/сек; ремни типа Б — послойно завернутые с прослойками или без прослоек между прокладками (рис. Р.3, б). Рекомендуются для тяжелых условий работы при v<=20 м/сек; ремни типа В — спирально завернутые из одного куска ткани, без резиновых прослоек (рис. Р.3, в). Рекомендуются для небольших нагрузок при v<=15 м/сек. Прорезиненные ремни всех типов могут иметь резиновые обкладки для работы в сырых помещениях. Рис. Р.3. Типы прорезиненных ремней Хлопчатобумажные цельнотканые ремни (ГОСТ 6982 — 54). Изготовляют из хлопчатобумажной ткани с пропиткой специальным составом для увеличения срока их службы. Таблица 9.1 – Прорезиненные ремни ГОСТ 101.54 (извлечение) Размеры в мм Тип ремня А Б В Ширина ремня b Число прокладок z Ширина ремня b Число прокладок z Ширина ремня b Число прокладок z 20; 25; 30; 40; 45; 50; 60; (65); 70; 75 3-5 20; 25; 30; 40; 45; 2 20; 25; 30; 40; 3 80; 85; 90; 100 3-6 - - 50; 60;(65); 70; 75; 3-5 80; 85; 90; 100 3-6 (115; 120;) 125; 150; (175); 200; (225); 250 4-6 150; 200; 250 4-6 125; 150; 200; 250 4-6 Примечание. 1. Число прокладок указано для ремней, изготовленных из бельтинга (ткани) марки Б- 820. Толщина одной прокладки с резиновой прослойкой 1,5 мм, без резиновой прослойки 1,25 мм. 2. размеры указанные в скобках по возможности не применять. Будучи легкими и гибкими хорошо работают на шкивах малых диаметров. По сравнению с прорезиненными ремнями обладают меньшей тяговой способностью и долговечностью. Рекомендуются для небольших переменных нагрузок при v<=20 м/сек. Для работы в сырых помещениях непригодны. Шерстяные ремни (ОСТ НКТП 3157). Изготовляют из шерстяной пряжи, переплетенной и прошитой хлопчатобумажными нитями, с последующей пропиткой специальным составом. Обладая большой упругостью, могут работать при резких колебаниях нагрузки. Мало чувствительны к влаге, пыли, кислотам и повышенной температуре, что и определяет область их применения. Имеют высокую стоимость. Кожаные ремни (ОСТ HK JIH 5773/176) изготовляют из кожи, выработанной из шкур крупного рогатого скота. Обладают высокой тяговой способностью и долговечностью. Рекомендуются для передачи переменных и ударных нагрузок. Из-за дефицитности и дороговизны имеют ограниченное применение. В настоящее время в промышленности применяют также специальные нестандартные ремни из синтетических волокон. Такие ремни достаточно прочны, легки, эластичны; допускают работу со скоростями до 100 м/сек. Рис. Р.4. Металлическое скрепление концов ремней: а - гребешком; б - спиралью Соединение концов плоских ремней. В большинстве случаев плоские ремни выпускают в рулонах, от которых затем отрезают ремень необходимой длины. Соединение концов выполняют склеиванием, сшивкой или металлическим скреплением (рис. Р.4) в зависимости от типа ремня и окружной скорости шкивов. 1.2. КЛИНОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА Клиноременная передача применяется в виде открытой передачи и работает с одним или несколькими ремнями (см. рис. Р.1, б). В этой передаче благодаря клиновой форме канавки на шкиве сила сцепления ремня со шкивом больше, чем в плоскоременной, вследствие чего клиноременной передачей можно передавать большую мощность, допускать меньшее межосевое расстояние А и меньший угол обхвата α1 (см. рис. Р.1). Недостатками клиноременной передачи в сравнении с плоскоременной является меньшая долговечность ремней вследствие значительной их толщины, более низкий к.п.д. и большая стоимость шкивов. Клиноременные передачи рекомендуются при: малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, в вертикальном расположении осей валов. Скорость ремней клиноременной передачи не должна превышать 30 м/сек, так как при больших скоростях клиновые ремни вибрируют. Наибольшую нагрузку клиновые ремни передают при v=20 —: 25 м/сек. Невыгодны скорости меньше 5 м/сек. 1.2.1. КЛИНОВЫЕ ПРИВОДНЫЕ РЕМНИ Для приводов общего назначения по ГОСТ 1284 — 68 клиновые ремни выпускают семи сечений (О, А, Б, В, Г, Д, Е) в виде бесконечных колец (табл. 9.2). Таблица 9.2 – Клиновые ремни (по ГОСТ 1284.68) Тип ремня Размеры сечения ремня, мм (см. рисунок 23) Площадь сечения ремня S0, мм2 Расчетная длина ремня L, мм b0 bp h А Б В Г Д Е 10 13 17 22 32 38 50 8,5 11 14 19 27 32 42 6 8 10,5 13,5 19 23,5 30 10 13 17 22 32 38 50 400-2500 500-4000 800-6300 1800-10600 3150-15000 4500-18000 6300-18000 Примечание. 1. Размер bp относится к нейтральному слою. 2. Площадь поперечного сечения ремня S0 в ГОСТ 1284.68 не указана. Она определена по размерам b0 и h при φ0=40о. 3. Стандартный ряд предпочтительных расчетных длин L в мм: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000,4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 10 000, 11200, 12500, 14000, 16000, 18000. Кроме того, по ГОСТ 5813 — 64 для автомобилей, тракторов и комбайнов выпускают вентиляторные клиновые ремни пяти сечений (1; 2; 3; 4; 5). По конструкции клиновые ремни бывают двух типов: кордтканевые (рис. Р.5, а) и кордшнуровые (рис. Р.5, б). Во-первых, корд состоит из нескольких рядов ткани, расположенных в зоне нейтрального слоя ремня. Во-вторых, выше и ниже корда расположены резиновые прослойки. Снаружи ремень завернут в два-три слоя прорезиненной ткани. Кордтканевые ремни применяют в приводах общего назначения. ~ Корд — прочная крученая нить из хлопчатобумажного или искусственного волокна. Рис. Р.5. Конструкции клиновых ремней Более совершенными являются кордшнуровые ремни, в которых корд состоит из одного ряда толстых шнуров. Эти ремни более гибки и долговечны и предназначены для быстроходных передач. Замена текстильных нитей корда синтетическими волокнами или стальными тросами значительно повышает прочность ремней. Все клиновые ремни в сечении имеют форму трапеции с углом профиля φ = =40о в недеформированном состоянии. Расчетная длина L клинового ремня соответствует длине по нейтральному слою. 1.3. ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ В ОТКРЫТЫХ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧАХ 1. Межосевое расстояние А ременной передачи (рис. Р.6) определяется в основном конструкцией привода машины. Рекомендуется: для плоскоременных передач 15 м>=А>=2(D2+D1) (Р.1) для клиноременных передач 2(D2+D1)>=А>=0,55(D2+D1)+h (Р.2) где В, и D,— диаметры шкивов; h — высота сечения ремня. Рнс. Р.6. Геометрические параметры открытой ременной передачи 2. Расчетная длина ремня L равна сумме длин прямолинейных участков и дуг обхвата шкивов. Значение длины ремня L = 2А + π/2 (D2+D1)+ (D2-D1)2/4А (Р.3) При наличии сшивки длину ремня увеличивают на ΔL =100…400 мм. 3. Межосевое расстояние при окончательно установленной длине ремня A={2L+π (D2+D1) +[(2L-π(D2+D1))2-8(D2 - D1)2]1/2 }/8 (Р.4) 4. Угол обхвата ремнем малого шкива α1=180o – 2 γo. Из треугольника О1ВО2 . Практически γ не превышает π/6, поэтому приближенно принимают sinγ=γ рад, тогда . Следовательно, . (Р.5) Для плоскоременной передачи рекомендуется [α1]>=150o, а для клиноременной [α1]>=120o. 1.4. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, которая зависит от величины сил трения между ремнем и шкивом; долговечность ремня, т. е. его способность сопротивляться усталостному разрушению. Основным расчетом ременных передач, обеспечивающим требуемую прочность ремней, является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность производится как проверочный. 1.5. УСИЛИЯ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ Для создания трения между ремнем и шкивом ремень надевают с предварительным натяжением S0. Чем больше S0, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя или холостого хода каждая ветвь ремня натянута одинаково с усилием S0, (рис. Р.7, а). При приложении рабочей нагрузки М1, происходит перераспределение натяжений в ветвях ремня: ведущая ветвь дополнительно натягивается до усилия S1, а натяжение ведомой ветви уменьшается до S2, (рис. Р.7, б). Рис. Р.7, Усилия в ветвях ремня Из условия равновесия моментов внешних сил относительно оси вращения имеем: (Р.6) где - окружное усилие на шкиве. Общая геометрическая длина ремня во время работы передачи остается неизменной, так как дополнительное удлинение ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви. Следовательно, насколько возрастает натяжение ведущей ветви ремня, настолько же оно снижается в ведомой, т. е. S1 =Sо+ΔS и S2= So - ΔS или S1+S2=2S0,. (Р.7) Решая совместно уравнения (Р.6) и (Р.7), получаем: (Р.8) При обегании ремнем шкивов в ремне возникает центробежная сила SV =ρFv2 , (Р.9) где ρ - плотность ремня; F - площадь сечения ремня. Сила SV,отбрасывая ремень от шкива, уменьшает полезное действие предварительного натяжения S0, понижая нагрузочную способность передачи. Таким образом, натяжение в ведущей и ведомой ветвях ремня при работе будет S1+Sv, S2+Sv и для холостого хода S0+Sv. Пример. Ведущий шкив ременной передачи имеет диаметр D1 = 250мм и работает с угловой скоростью ω1 = 101 рад/c. Ремень - прорезиненный, площадь сечения его F = 400 мм2 и плотность ρ =1400 кг/мЗ. Определить усилия в ветвях ремня при передаче мощности N1 = 10 квт, если предварительное натяжение S, =800 н. Решение. 1. Скорость ремня . 2. Окружное усилие . 3. Центробежная сила [формула (Р.9)] S=ρFv2=1400 400 10-6 12,62=89 н. 4. Натяжения в ведущей и ведомой ветвях ремня при работе: S1+S2=S0+P/2+Sv=800+794/2+89=1286н; S2+Sv=S0-P/2+Sv=800+794/2+89=492н. 1.6. НАГРУЗКА НА ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ Усилия натяжения ветвей ремня нагружают валы и подшипники. Из треугольника 0ab (рис. Р.8) равнодействующая сила Q=2So Sin α1/2 (Р.10) Направление силы Q принимают по линии центров передачи. Обычно Q в два-три раза больше окружного усилия Р, что является крупным недостатком ременных передач. Рис. Р.8. К определению нагрузки на валы ременной передачи 1.7. СКОЛЬЖЕНИЕ РЕМНЯ В ременной передаче возникают два вида скольжения ремня по шкиву: упругое - неизбежное при нормальной работе передачи и буксование - при перегрузке. В процессе обегания ремнем ведущего шкива натяжение его падает от S1 до S2 (рис. Р.9). Ремень укорачивается и отстает от шкива - возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное скольжение, но здесь натяжение ремня возрастает от S2 до S1 он удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение ремня происходит не на всей дуге обхвата, а лишь на части ее - д у r е с к о л ь ж е н и я αС, которая всегда располагается со стороны сбегания ремня со шкива. Длина дуги скольжения определяется условием равновесия окружного усилия Р = S1+S2, и сил трения на этой дуге. Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя αП, на которой усилие в ремне не изменяется, оставаясь равным натяжению набегающей ветви, и ремень движется вместе со шкивом без скольжения. Сумма дуга αС и αП равна дуге обхвата α. Скорости прямолинейных ветвей v1 и v2 равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потеря скорости v1-v2 определяется скольжением только на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. мелкие стрелки на дуге αС1, рис. Р.9). Таким образом, упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности натяжения ведущей и ведомой ветвей. Упругое скольжение приводит к снижению скорости, следовательно, к потери части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и износ ремня, сокращая его долговечность. Рис. Р.9. Скольжение в ременной передаче По мере роста усилия Р уменьшается дуга покоя αП1, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значительной перегрузке дуга скольжения αС1 достигает дуги обхвата α1, и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т. е. буксует. При буксовании ведомый шкив останавливается, к.п.д. передачи падает до нуля. Упругое скольжение ремня характеризуется коэффициентом скольжения ε, который представляет относительную потерю скорости на шкивах: (Р. 11) где v1 и v2 окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно ε=0,01 - 0,02. Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного числа i ременных передач. 1.8. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО Окружные скорости шкивов передачи , где ω1 и ω2 - угловые скорости ведущего и ведомого шкивов; D1 и D2 - диаметры этих шкивов. Вследствие упругого скольжения v1>v2. Разделив ω1 на ω2 с учетом формулы (Р.11), получим передаточное число ременной передачи: . (Р.12) Для плоскоременных передач рекомендуется i<=5, для клиноременных i<=7. 1.9. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (рис. Р.10). Различают следующие виды напряжения в ремне: 1. Предварительное напряжение σ0. В состоянии покоя или при холостом ходе каждая ветвь ремня натянута с усилием S0 следовательно, , (Р.13) где F — площадь поперечного сечения ремня. Из условия долговечности рекомендуется: для плоских ремней σ0=1,76н/мм2, для клиновых ремней σ0 =1,18 — 1,47 н/мм2. 2. Удельное окружное усилие (полезное напряжение) kП. Отношение окружного усилия в передаче (полезной нагрузки) Р к площади поперечного сечения F называют удельным окружным усилием kП, или полезным напряжением: . Рис. Р.10 Эпюра напряжения в ремне при работе передачи Удельное окружное усилие kП является разностью напряжений в ведущей σ1 и ведомой σ2 ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (без учета влияния центробежных сил), т. е. σ1-σ2=kп , так как Величиной kп оценивается тяговая способность ременной передачи. 3. Напряжение изгиба σи. Возникает в ремне при огибании шкивов. По закону Гука σи =εЕ, где ε=ymax/ρ - относительное удлинение волокон на выпуклой стороне ремня при изгибе. Согласно рис Р.11 ymax =0,56δ и ρ=0,5 (D+δ), следовательно, . Пренебрегая величиной δ по сравнению с D, получаем (Р.14) где δ — толщина ремня; Е — модуль продольной упругости материала ремня. Рис. Р.11. К изгибу ремня Из формулы (Р.14) следует, что наибольшее напряжение изгиба в ремне возникает на малом шкиве D1. Обычно по соображениям компактности стремятся принимать небольшие значения D1 поэтому σИ1 может в несколько раз превышать все другие напряжения в ремне. На практике величина σИ1 ограничивается минимально допустимым значением δ/D1 (см. табл. Р.3). Напряжение изгиба не влияет на тяговую способность передачи. Изменяясь по отнулевому циклу, оно является главной причиной усталостного разрушения ремня. 4. Напряжение от центробежных сил . Наибольшее суммарное напряжение σmax (см. рис. Р.10) возникает в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив (эта же величина напряжения сохраняется на всей дуге покоя) 1.20. КРИВЫЕ СКОЛЬЖЕНИЯ Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность, строят графики кривые скольжения и кпд (рис Р 12) на их базе разработан современный метод расчета ременных передач. В результате исследования кривых скольжения, построенных по опытным данным, устанавливают связь между полезной нагрузкой - окружным усилием Р и предварительным натяжением ремня S0 в зависимости от коэффициента скольжения ε. По оси абсцисс графика откладывают нагрузку, выраженную через коэффициент тяги: ; (Р.17) по оси ординат - коэффициент скольжения ε и к.п.д. передачи η. Рис. Р.12. Кривые скольжения и к.п.д. При построении кривых постепенно повышают полезную нагрузку Р при постоянном натяжении S1+S2=2S0,замеряя при этом скольжение и к.п.д. передачи. При возрастании коэффициента тяги от нуля до критического значения φ0, наблюдается только упругое скольжение. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно подчиняются закону Гука, поэтому кривая скольжения близка к прямой. При значении φ0 окружное усилие Р достигает величины максимальной силы трения, дуга покоя αП1 исчезает, а дуга скольжения αС1 распространяется на весь угол обхвата (см. рис. Р.9). При увеличении коэффициента тяги от φ0 до φmax работа передачи становится неустойчивой. К упругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое по мере увеличения φ растет, ремень быстро изнашивается, к. п. д. передачи резко падает. При φmax наступает полное буксование, ведомый шкив останавливается, к.п.д. падает до нуля. Согласно кривой скольжения, коэффициент тяги φ следует принимать близким φ0 которому соответствует ηmax. Работа при φ>φ0, допускается только при кратковременных перегрузках, например, в период пуска. Значения φ0 устанавливают экспериментально для каждого типа ремня. Таким образом, кривая скольжения отражает явления, происходящие в ременной передаче и совместно с кривой к.п.д. характеризует ее работу в данных условиях. Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги φ0, величина которого определяет максимальное окружное усилие Рmax, до которого ременная передача при предварительном натяжении ремня S0 может работать в нормальных условиях. Из формулы (Р.17) Pmax=2φ0S0. (Р.18) 1.21. ДОПУСКАЕМОЕ УДЕЛЬНОЕ ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ Определение допускаемого удельного окружного усилия, или допускаемого полезного напряжения [kП], основано на кривых скольжения. Разделив обе части равенства (Р.18) на площадь поперечного сечения ремня F, получим [k0] = 2φ0 σ0. где [k0] — допускаемое приведенное полезное напряжение в ремне, соответствующее критическому значению коэффициента тяги φ0 (см. рис. Р.12). Приведенным оно называется потому, что получено при определенных условиях испытания ремня, т. е. при: угле обхвата α1 = 180o, скорости ремня v=10 м/с, спокойной нагрузке и горизонтальном расположении линии центров передачи. Как показал опыт, величина [k0] зависит от типа ремня и его толщины δ, диаметра шкива D1 скорости ремня v и предварительного напряжения σ0. Значения [k0] для различных типов ремней, полученные в результате обработки многочисленных кривых скольжения, приведены в табл. 9.3 и Р.4. Таблица 9.3 - Значения [k0] для плоских ремней при σ0=1,76 н/мм2; α1=180о; v=10 м/сек и спокойной нагрузке Тип ремня [k0], н/мм2 δ/D1 Прорезиненный 2,45…9,81×δ/D1 ≤ 1/40 Хлопчатобумажный 2,06…14,7×δ/D1 ≤1/30 Таблица 9.4 - Значения [k0] для клиновых ремней при α1= 180о; v=10 м/сек и спокойной нагрузке Диаметр малого шкива D1, мм Тип ремня [k0], при σв=1,18 н/мм2 [k0], при σв=1,18 н/мм2 71 80 ≥90 1,42 1,54 1,62 1,59 1,71 1,82 100 112 ≥125 А 1,48 1,58 1,67 1,64 1,76 1,87 140 160 ≥180 Б 1,48 1,64 1,71 1,64 1,84 2,01 200 224 250 ≥280 В 1,48 1,66 1,80 1,87 1,64 1,85 2,03 2,20 320 360 400 ≥450 Г 1,48 1,69 1,87 1,88 1,64 1,89 2,12 2,20 500 560 ≥630 Д 1,48 1,69 1,88 1,64 1,89 2,20 800 900 ≥1000 Е 1,48 1,70 1,88 1,64 1,91 2,20 Примечание. При числе пробегов u<5 в секунду рекомендуется σ0=1,47 н/мм2, при u=5…10 в секунду σ0=1,18 н/мм2. Расчет проектируемой ременной передачи ведут по допускаемому удельному окружному усилию (допускаемому полезному напряжению) [kП]. От значения [k0] к значению [kП] переходят при помощи поправочных коэффициентов; учитывающих геометрию, кинематику и режим работы проектируемой передачи: [kП] = [k0] Сα Сv Сp Сθ (Р.19) где Сα — коэффициент угла обхвата (табл. 9.5); Сv — скоростной коэффициент; Таблица 9.5 - Значения коэффициента Сα Угол обхвата α01 180 170 160 150 140 130 120 Сα для плоских ремней 1,00 0,97 0,94 0,91 - - - для клиновых ремней 1,00 0,98 0,95 0,92 0,89 0,86 0,83 Таблица 9.6 - Значения коэффициента Ср Характер нагрузки Спокойная. Пусковая нагрузка до 120% от номинальной С умеренными колебаниями Пусковая нагрузка до 150% от номинальной Со значительными колебаниями Пусковая нагрузка до 200% от номинальной Ударная и резко неравномерная Пусковая нагрузка до 300% от номинальной Сp 1,00 0,9 0,8 0,7 Примечание. При двухсменной работе Сp следует понижать на 0,1 при трехсменной – на 0,2. Таблица 9.7 - Значения коэффициента СΘ Передача СΘ при угле наклона линии центров к горизонту Θо 0…60 60…80 80…90 Открытая 1,00 0,97 0,94 Перекрестная 1,00 0,98 0,95 Примечание. Для клиноременных передач и плоскоременных передач с автоматическим натяжением СΘ=1 независимо от угла Θ. для плоских ремней Сv =1,04 - 0,0004 v2; (Р.20) для клиновых ремней Сv = 1,05 - 0,0005 v2; (Р.21) Сv — коэффициент нагрузки и режима работы (табл. Р.6); Сp — коэффициент, учитывающий вид передачи и ее расположение (табл. Р.7). 1.22. К. П. Д. РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ Величина к. п. д. ременных передач зависит от потерь на скольжение ремня по шкивам, на внутреннее трение в ремне при изгибе, на сопротивление воздуха движению ремня и шкивов, на трение в подшипниках. При нормальных условиях работы принимают (см. рис. Р.12): для плоскоременной передачи η= 0,96;.. для клиноременной передачи η =0,95. Пример 35. Клиноременная передача имеет число ремней z=4 типа Б и работает с σo=1,18 н/мм2. Определить коэффициент тяги у, если усилия в ведущей и в ведомой ветвях соответственно равны: S1=950н и S2=350н. Решение. 1. По табл. 9.2 для ремня типа Б площадь сечения F0 =138 мм2. 2. Предварительное натяжение ремней [формула (Р.13)] S0 = F0σ0=zF0σ0,=4x138x1,18=650н. 3. Окружное усилие [формула (Р.6)] P =S1-S2=950 - 350=600н. 4. Коэффициент тяги [формула (Р.17)] . 1.23 ВИДЫ РАЗРУШЕНИЯ РЕМНЕЙ Усталостное разрушение. Изгиб ремня при набегании на шкивы сопровождается внутренним трением между его элементами, которое при циклическом деформировании приводит к усталостному разрушению — ремень расслаивается, ткани перетираются. С увеличением суммарного напряжения в ремне (см. рис. Р.10) и частоты циклов этих напряжений срок службы ремня уменьшается. Перегрев ремня. В результате упругого скольжения и внутреннего трения ремень нагревается, температура его повышается с увеличением частоты циклов напряжений. Перегрев отрицательно влияет на физико-механические свойства ремня, срок его службы уменьшается. Износ ремня. Возникает вследствие упругого скольжения и частичного буксования. 1.24 РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ ПО ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТИ Согласно кривым скольжения (см. рис. Р.12) прочность ремня не является достаточным условием, определяющим работоспособность передачи, так как ремень, рассчитанный на прочность, может оказаться недогруженным или же будет буксовать. Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности, основанный на кривых скольжения. Этот расчет одновременно обеспечивает требуемую прочность ремней. Расчет по тяговой способности сводится к определению расчетной площади сечения ремня: F=P/[kП], (Р.22) где Р - передаваемое окружное усилие [kП] - допускаемое полезное напряжение в ремне, полученное согласно кривым скольжения [формула (Р.19)]. Для плоскоременной передачи F=δb где δ и b - толщина и ширина ремня. Для клиноременной передачи F=zF0 где F0 - площадь поперечного сечения одного ремня (см. табл. 9.2); z - число ремней. Рекомендуется z<=8, так как при большем числе клиновых ремней нельзя гарантировать равномерность их нагружения. 1.25. РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ Долговечность ремня определяется в основном его усталостной прочностью, которая зависит не только от величины напряжений, но также и от частоты циклов напряжений, т. е. от числа изгибов ремня в единицу времени. Для уменьшения напряжений изгиба [формула (Р.14)] рекомендуется выбирать возможно меньшее отношение δ/D1, что благоприятно влияет на долговечность, а также и на тяговую способность передачи (см. табл. 9.3). Полный цикл напряжений (см. рис. Р.10) соответствует одному пробегу ремня. Полное число пробегов ремня за весь срок работы передачи пропорционально числу пробегов в секунду: и=v/L<=[и] (Р.23) где v - скорость ремня в м/сек; L - длина ремня в м; [и] - допускаемое число пробегов в секунду. Число пробегов является скоростным фактором, влияющим на долговечность: чем больше и, тем выше частота циклов, тем меньше срок службы ремня. В связи с тем что пока еще нет метода расчета ремней на долговечность, учитывающего все влияющие на нее факторы, то расчет ремней на долговечность ограничивают выбором δ/D1 в рекомендуемых пределах и проверкой числа пробегов ремня в секунду. Практика рекомендует: для плоскоременной передачи [и]<=5 1/сек, для клиноременной - [и] <= 10 1/сек. Ремни, рассчитанные по тяговой способности, обладают нормальной долговечностью, которая в среднескоростных передачах равна 2000 - 5000 ч. 1.26. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА ПЛОСКОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ (см. решение примера 36) Исходные данные: 1. Мощность на валу малого шкива N1. 2. Угловые скорости шкивов ω1 и ω2. 3. Условия работы. Последовательность расчета: 1. В зависимости от условий работы выбирают тип плоского ремня (см. занятие 35). 2. Определяют диаметр малого шкива по эмпирической формуле D1= (520…610) (N1/ω1)1/3 мм, (Р.24) где N1 - мощность на валу малого шкива в квт. Размер D1 должен соответствовать ГОСТ 17383 — 72 (табл. Р.9). 3. Определяют скорость ремня о и сопоставляют ее с оптимальной для принятого типа ремня (см. занятие 35). При неудовлетворительной v изменяют D1. 4. Задаются коэффициентом скольжения ε и определяют диаметр большего шкива D1 [формула (Р.12)]. Полученный размер округляют до стандартного значения (табл. 9.9). 5. Уточняют передаточное число (формула Р.12). 6. Ориентировочно принимают межосевое расстояние А или в соответствии с требованием конструкции, или в рекомендуемых пределах (см. стр. 232). 7. Определяют расчетную длину ремня L [формула (Р.3)]. Для бесконечных ремней L округляют до стандартного значения. 8. Проверяют передачу на долговечность по числу пробегов ремня [формула (Р.23)] и, если оно выше допустимого, увеличивают длину ремня, т. е. принимают большее А. 9. Уточняют межосевое расстояние А [формула (Р.4)]. Расчет производят только для передач с бесконечным ремнем при окончательно установленной длине по стандарту. 10. Проверяют угол обхвата α1 ремнем малого шкива [формула (Р.5)] и при необходимости увеличивают межосевое расстояние А или применяют натяжной ролик. 11. Согласно рекомендациям (табл. 9.3) задаются отношением δ/D1 и определяют толщину ремня δ, округляя ее до ближайшего меньшего стандартного значения (табл. 9.1). Определяют допускаемое приведенное полезное напряжение (допускаемое приведенное удельное окружное усилие) [kП] (см. табл. 9.3). 12. Находят поправочные коэффициенты Сα , Сv , Сp , Сθ и вычисляют допускаемое полезное напряжение [формула (Р.19)]. 13. Вычисляют окружное усилие Р. 14. Из расчета по тяговой способности определяют требуемую площадь поперечного сечения ремня и его ширину b [формула (Р.22)], округляя до ближайшего большего стандартного значения (см. табл. 9.1 и др.). При несоответствии ширины b указанным в стандарте (для принятой толщины δ) производят перерасчет передачи. 15. Находят усилие предварительного натяжения ремня S0, [формула (Р.13)]. Пример 36. Рассчитать открытую плоскоременную передачу от электродвигателя к приводу поршневого водяного насоса. Мощность электродвигателя N1=4,5 квт; угловая скорость ω1 =78 рад/сек. Передаточное число i=3,16. Нагрузка с умеренными колебаниями, работа двухсменная. Угол наклона линии центров шкивов к горизонту θ=75o. Передачу выполнить с возможно меньшими габаритами. Решение. 1. Учитывая повышенную влажность окружающей среды и желая получить недорогую передачу, принимаем прорезиненный ремень типа А. 2. Диаметр малого шкива [формула (Р..24)] D1= (520…610) (N1/ω1)1/3 = (520…610) (4,5/78)1/3 = 200…266 мм. По табл. 9.9 принимаем D1=200 мм. 3. Скорость ремня . Полученное значение скорости допустимо для прорезиненного ремня типа А (см. табл. 9.1). 4. Принимаем коэффициент скольжения ε=0,01. Диаметр большего шкива [формула (Р.12)] D2=i D1 (1 - ε) = 3,16·200 (1 - 0,01) = 626 мм. По табл. 9.9 (стр. 257) принимаем D2=630 мм. 5. Фактическое передаточное число 6. Исходя из требования получить возможно меньшие габариты передачи, принимаем межосевое расстояние [формула (Р.1)] А=2(D2+D1)=2(630+200)=1660 мм. 7. Расчетная длина ремня [формула (Р.3)] Прибавляем на сшивку ремня ΔL=242 мм. Общая длина ремня L0 = L+ ΔL =4658+ 242 = 4900 мм. 8. Число пробегов ремня в секунду [формула (Р.23)] , что допустимо. 9. Уточнения межосевого расстояния не производим, так как ремень не бесконечный, а сшивной. 10. Угол обхвата ремнем малого шкива [формула (Р.5)] . 11. Толщина ремня δ. По табл. 9.3 для прорезиненных ремней δ/D1 <= 1/40. При D1=200 мм δ<= D1 /40 =200/40=5 мм. По табл. 9.1 для ремня типа А принимаем толщину δ=4,5 мм (три прокладки с резиновыми прослойками). Допускаемое приведенное полезное напряжение в ремне при σ0=1,76 н/мм2 (табл. 9.3). [ko] = 2,45 - 9,81·δ/D1 = 2,45- 9,81·4,5/200 = 2,23 н/мм2 . 12. Поправочные коэффициенты: по табл. 9,5 (интерполированием) Сα =0,957; по формуле (Р.20) Сv= 1,04 - 0,0004v2 = 1,04 - 0,0004·7,82 = 1,02; по табл. 9.6 (см. примечание) Сp =0,8; по табл. 9.7 Сθ=0,9. Допускаемое полезное напряжение [формула (Р.19)] [kП] = [k0] Сα Сv Сp Сθ = 2,23· 0,957· 1,02 ·0,8· 0,9=1,56 н/мм2. 13. Окружное усилие . 14, Площадь сечения F и ширина ремня b (формула Р.22): По табл. 9.1 принимаем b=85 мм. 15. Усилие предварительного натяжения ремня [формула (Р;13)] So = Fσо= δbσо = 4,5· 85· 1,76 = 672 н. 1.27. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ (см. решение примера 37) Расчет ведется аналогично расчету плоскоременных передал со следующими изменениями: в п.1 по передаваемой мощности и предполагаемой скорости ремня выбирают тип клинового ремня (табл. 9.8), а затею определяют размеры сечения (табл. 9.2). Таблица 9.8 – Выбор типа клинового ремня в зависимости от передаваемой мощности и скорости ремня (приложение к ГОСТ 1284-68) Передаваемая мощность, кВт Тип ремня при скорости, м/сек Передаваемая мощность, кВт Тип ремня при скорости, м/сек 5 5-10 >10 5 5-10 >10 1 0,А 0,А 15-30 - В В,Г 1…2 0,А,Б 0,А 0,А 30-60 - Г,Д В,Г 2…4 А,Б 0,А,Б 0,А 60-120 - Д Г,Д 4…7,5 Б,В А,Б А,Б 120-200 - Д,Е Г,Д 7,5…15 В Б,В Б,В >200 - - Д,Е В табл. 9.8 для каждого значения мощности рекомендуется два-три типа ремня. Расчет передачи выполняют параллельно для всех рекомендуемых ремней, принимая окончательно тот из них, который обеспечивает меньшие габариты передачи и большую долговечность (Из-за ограниченного объема пример 37 решен в одном варианте). в п.2 для выбранного типа ремня принимают диаметр малого шкива по табл. 9.4; в пункте 11 задаются напряжением предварительного натяжения σо, (см. раздел напряжения в ремне) и для выбранного типа ремня принимают допускаемое приведенное полезное напряжение [k0] (табл. 9.4); в п.14 из расчета тяговой способности определяют число ремней [формула (Р.22)] (число ремней z можно также определить по мощности, допускаемой для одною ремня - см. ГОСТ 1284 — 68). Пример 37. Рассчитать клиноременную передачу от электродвигателя к редуктору привода ленточного транспортера (см, рис. 4.2). Требуемая номинальная мощность электродвигателя NДВ=5,2 квт при ωДВ=300 рад/сек. Передаточное число ременной передачи i =3,02. Работа двухсменная. В период пуска кратковременная (пиковая) нагрузка в 1,8 раза больше номинальной. Решение. 1. По табл. 9.8 для передачи мощности 5,2 квт принимаем клиновой ремень типа Б, который имеет b =14 мм, h=10,5 мм; F0 =138 мм2 (табл. 9.2). 2. По табл. 9.4 принимаем диаметр малого шкива D1 = 160 мм. 3. Скорость ремня . Полученная скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней (см. раздел «Клиноременная передача»). Выбранный ремень типа Б при данной скорости допускается (см. табл. 9.8). 4. Принимаем коэффициент скольжения е=0,01 (см. стр. 238) Диаметр большего шкива [формула (Р.12)] D2=i D1 (1 - ε) = 3,02·160 (1 - 0,01) = 478,4 мм. По табл. 9.10 (см. примечание) принимаем D2=500мм. 5. Фактическое передаточное число отклонение от заданного составляет 4,64%. 6. Ориентировочно принимаем минимальное межосевое расстояние [формула (Р.2)] А = 0,55 (D, + D,) + h = 0,55 (500+160) + 10,5 = 374 мм. 7. Расчетная длина ремня [формула (Р.3)] По табл. 9.2 принимаем L=2000 мм=2 м. 8. Число пробегов ремня в секунду. [формула (Р.23)] . что недопустимо. При [и] =10 1/сек расчетная длина ремня По табл. 9.2 принимаем L=2500 мм. 9. Уточняем межосевое расстояние [формула (Р.4)]. что соответствует рекомендации [формула (Р.2)]. 10. Угол обхвата ремнем малого шкива [формула (Р.5)] . 11. По табл. 9.4 принимаем σo = 1,18 н/мм2 и [k0] = 1,64 н/мм2. 12. Поправочные коэффициенты: по табл. 9,5 (интерполированием) Сα =0,93; по формуле (Р.21) Сv= 1,05 - 0,0005v2 = 1,05 - 0,0005·242 = 0,76; по табл. 9.6 (см. примечание) Сp =0,7; по табл. 9.7 (см. примечание) Сθ=1. Допускаемое полезное напряжение [формула (Р.19)] [kП] = [k0] Сα Сv Сp Сθ = 1,64· 0,93· 0,76 ·0,7· 1=0,81 н/мм2. 13. Окружное усилие . 14. Требуемое число ремней [формула (Р.22)] Принимаем z=2. 15. Усилие предварительного натяжения ремней [формула (Р. 13)] So = Fσо= zF0σо = 2· 138· 1,18 = 326 н. 1.28. НАТЯЖЕНИЕ РЕМНЕЙ Предварительное натяжение ремня S0 является необходимым условием работы ременной передачи. Чем выше S0 тем больше тяговая способность и к. п. д. передачи, но меньше долговечность ремня. Наиболее экономичными и долговечными будут передачи, в которых S0 выбрано по рекомендованному значению σ0. Натяжение ремня в передачах осуществляется: 1. Устройствами периодического действия, где натяжение производится винтами (рис. Р.13, а) и др. Рис. Р.13. Схемы натяжных устройств 2. Устройствами постоянного действия, где натяжение создается грузом, силой тяжести узла или пружиной. К ним от носятся натяжные ролики (см. рис. Р.2, в), качающиеся плиты (рис. Р.13, б) и др. 3. Устройствами; автоматически обеспечивающими регулирование натяжения в зависимости от нагрузки с использованием активных и реактивных сил и моментов, действующих в передаче. Рис. Р.14. Схема передачи с автоматическим регулированием натяжения ремня На рис. Р.14 показан пример такого устройства. Шкив 1 здесь установлен на качающемся рычаге, который является одновременно осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня (2S0) равно окружному усилию на шестерне электродвигателя, а следовательно, пропорционально передаваемому моменту. Эти устройства сравнительно дороги и не получили широкого распространения. 1.29. ШКИВЫ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ Наибольшее распространение получили литые шкивы из чугуна марки СЧ 15-32, которые применяют при v>=30м/сек. Стальные сварные шкивы допускают окружные скорости до 60м/сек. Для снижения центробежных нагрузок при высоких скоростях применяют шкивы из алюминиевых сплавов. В настоящее время широко применяются шкивы из пластмасс, они имеют малую массу и повышенный коэффициент трения между ремнем и шкивом, поэтому эти материалы очень перспективны. Рис. Р.15. Литые шкивы Шкивы быстроходных передач подвергают балансировке. При диаметре D<=300мм шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров - с 4 - 6 спицами. Число спиц, их форму и размеры выбирают по справочной литературе. Диаметр и длина ступицы (а): dСТ=(1,7-2)d, lСТ=(1,5-2)d<=B, где d - диаметр вала, В — ширина обода шкива. Окончательно lСТ принимают после расчета шпоночного или зубчатого соединения. Плоскоременные шкивы имеют гладкую рабочую поверхность обода. Для центрирования ремня поверхность ведомого шкива делается выпуклой (рис. Р.15, б), а ведущего — цилиндрической. При v> 25 м/сек оба шкива делают выпуклыми. Толщина обода чугунных шкивов δ = 0,005 D + 3 [мм]. (Р.27) Размеры плоскоременных шкивов приведены в табл. 9.9. Таблица 9.9 – Размеры плоских шкивов ГОСТ 17383.72 (извлечение) Диаметры шкивов D, мм 50, 63, 80,100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 360, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2250, 2500, 2800, 3200, 3600, 4000 Размеры, мм Ширина ремня b Ширина шкива B Стрелка выпуклости обода шкива 30 40 1 40 50 50 60 60 70 1,5 70 85 75 85 80 100 1,5 85 100 90 100 100 125 2 125 150 У клиноременных шкивов рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок (рис. Р.15, в). Диаметр D, по которому определяют расчетную длину ремня, называют расчетным диаметром шкива. Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки φ назначают в соответствии с углом деформированного ремня в зависимости от диаметра шкива (табл. 9.10). Таблица 9.10 – Размеры клиноременных шкивов ГОСТ 1284.68 (извлечение) Размеры, мм Тип ремня h0 H t b1 k 2,5 10 12 8 5,5 63…71 80…100 112…160 180 А 3,5 12,5 16 10 6 90…112 125…160 180…400 450 Б 5 16 20 12,5 7,5 125…160 180…224 250…500 560 В 6 21 26 17 10 200 224…315 355…630 710 Г 8,5 28,5 37,5 24 12 - 315…450 500…900 1000 Д 10 34 44,5 29 15 - 500…560 630…1120 1250 Е 12,0 43 58 38 18 - - 800…1400 1600 Угол о 34 36 38 40 Примечание. Расчетные диаметры шкивов, т. е. диаметры окружностей, проходящих через центры тяжести сечений ремня, находящегося на шкиве, выбирают из ряда (мм): 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2250, 2500, 2800, 3150, 3350, 4000. Расчету на прочность подвергают только те шкивы, которые имеют отклонения размеров от рекомендуемых справочной литературой. Обод рассчитывают на прочность под действием центробежных сил как свободно вращающееся кольцо. Спицы рассчитывают на изгиб как консольные балки, заделанные в ступице, с силами, приложенными на концах, причем считают, что окружное усилие воспринимается только 1/3 общего числа спиц. 1.30. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО КОНСТРУИРОВАНИЮ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 1. Для удобства надевания ремней шкивы передач должны быть консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла. 2. Необходимо избегать минимальных диаметров шкивов, так как с уменьшением диаметра долговечность и к.п.д. передачи резко падают. 3. Для удешевления клиноременной передачи при i>=3 можно выполнять большой шкив гладким, а не желобчатым. 4. Для создания натяжения ремня конструкция должна до- пускать изменение межосевого расстояния в сторону уменьшения на 0,015L. и в сторону увеличения на 0,03L (где L — длина ремня), В противном случае применяют натяжной ролик, который устанавливают на ведомой ветви. 5. Рекомендуется ведомую ветвь передачи располагать вверху для увеличения угла обхвата и при провисании ремня. Контрольные вопросы 1. Чем определяется выбор типа ременной передачи? 2. Почему ременные передачи применяют на быстроходных ступенях привода? 3. Дайте сравнительную характеристику плоскоременной и клиноременной передач? 4. Почему в клиновом ремне корд располагается в. зоне нейтрального слоя? 6. Что такое упругое скольжение ремня и можно ли от него избавиться? 7. Объясните явление буксования ремня. 8. Чем ограничено увеличение передаточного числа ременной передачи? 9. По какой дуге прилегания ремня к шкиву изменяется напряжение в ремне от σ1, до σ2? 10. Почему при огибании шкивов равных диаметров напряжения в клиновом ремне значительно больше, чем в плоском? 11. Что такое коэффициент тяги и как он выражается через полезное напряжение? 12. Почему для клиновых ремней рекомендуется σ0, меньше, чем для плоских? 13. Какие потери имеются в ременных передачах и почему к. п. д. клиноременных передач меньше, чем плоскоременных? 14. Что влияет на тяговую способность ремня? 15, В чем заключается усталостное разрушение ремней? 16. Как влияет на долговечность ремня изменение межосевого расстояния, если прочие условия остаются прежними? 17. Для чего применяется натяжной ролик? 18. Как влияет увеличение усилия предварительного натяжения So на срок службы передачи? 19. Почему при передаче той же нагрузки в клиноременной передаче по сравнению с плоскоременной требуется меньшее предварительное натяжение ремня S0? 20. Чем определяется область применения чугунных шкивов? 21. Почему угол профиля канавки φ клиноременного шкива уменьшается с уменьшением диаметра шкива (см. табл. 9.10)? 22. По какой причине натяжной ролик нельзя применять в реверсивной передаче? ЗАДАЧИ Задача 1. Открытая ременная передача работает с угловыми скоростями шкивов: ведущего ω1 = 151 рад/c и ведомого а, ω2= 47,6 рад/c. Диаметры шкивов соответственно D1= 160 мм и D2 =500 мм. Определить передаточное число i и коэффициент скольжения ε. Ответ. i=3,17; ε=0,012. Задача 2. Чему равно окружное усилие Р на ободе ведомого шкива, если натяжение ведущей ветви 1800н, а ведомой 1000m? Задача 3. Хлопчатобумажный ремень часто буксовал и его заменили прорезиненным тех же размеров. Насколько увеличилась тяговая способность передачи, если в обоих случаях δ/D1 = 1/40 и предварительное напряжение σ0=1,76 н/мм2. О т в е т. В 1,3 раза. Задача 4. Открытая плоскоременная передача имеет: диаметры шкивов D1=200 мм и D2=560 мм; межосевое расстояние А 1500 мм, толщину хлопчатобумажного ремня δ=6,5 мм. Определить допускаемое полезное напряжение для ремня, если угловая скорость малого шкива ω1=99 рад/сек. Линия центров передачи наклонена к горизонту под углом θ = 30o. Нагрузка со значительными колебаниями, работа односменная. Ответ. [kП]~1,21 н/мм2. Задача 5. Клиноременная передача имеет шесть ремней типа А. Диаметры шкивов D1=100мм и D2=320мм. Определить наибольшую допускаемую мощность передачи, если угловая скорость малого шкива ω1 = 151 рад/сек. Межосевое расстояние А =250 мм. Нагрузка с умеренными колебаниями; работа в две смены. Ответ. [N] =3,8квт.