Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Общие сведения
Принцип действия и классификация. Схема ременной передачи изображена на рис. 1. Передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего.
В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную (рис. 1, а), клиноременную (рис. 1, б) и кругло-ременную (рис. 1, в) передачи.
Рис.1
Оценка и применение. Ременная передача является одним из старейших типов механических передач, сохранивших свое значение до последнего времени. По сравнению с другими типами передач ременная обладает рядом особенностей, которые определяют целесообразность ее применения. Для оценки ременной передачи сравним ее с зубчатой передачей, как наиболее распространенной. При этом можно отметить следующие основные преимущества ременной передачи: возможность передачи движения на значительное расстояние (до 15 м и более); плавность и бесшумность работы, обусловленные эластичностью ремня и позволяющие работать при высоких скоростях; предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня; предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня; простота конструкции и эксплуатации (передача не требует смазки).
Основными недостатками ременной передачи являются: повышенные габариты (для одинаковых условий диаметры шкивов примерно в пять раз больше диаметров зубчатых колес); некоторое непостоянство передаточного отношения, вызванное зависимостью скольжения ремня от нагрузки; повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяжением ремня (увеличение нагрузки на валы в 2...3 раза по сравнению с зубчатой передачей); низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000 ч).
Ременные передачи применяют преимущественно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях.
Мощность современных передач не превышает обычно 50 кВт. В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают обычно на быстроходную ступень, как менее нагруженную.
В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Плоские ремни новой конструкции (пленочные ремни из пластмасс) получают распространение в высокоскоростных передачах. Круглые ремни применяют только для малых мощностей: в приборах, машинах домашнего обихода и т. п.
Основы расчета ременных передач
Теоретические основы расчета являются общими для всех типов ремней.
Критерии работоспособности и расчета. Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой.
Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах
v1 = πd1n1/60; v2 = πd2n2/60. (1)
Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать v2<v1 или
v2= v1 (1-ε), (2)
где ε — коэффициент скольжения.
При этом передаточное отношение
i=n1/n2=vld2/(v2dl)=d2/[d1(l- ε)]. (3)
В дальнейшем показано, что величина ε зависит от нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках ε ≈,01...0,02. Небольшая величина ε позволяет приближенно принимать
i≈d2 / d1 (4)
Геометрические параметры передачи.
На рис. 2,
а — межосевое расстояние; β — угол между ветвями ремня; α — угол обхвата ремнем малого шкива. При геометрическом расчете известными обычно являются d1, d2 и а, определяют угол α и длину ремня l. Вследствие вытяжки и провисания ремня α и l определяются приближенно:
α = 180° - β ; sin (β/2) = (d2 - d1)/(2а).
Учитывая, что β/2 практически не превышает 15°, приближенно принимаем sin(β/2) = β/2 и запишем
β ≈ (d2 - d1) / а (рад) ≈ 57 (d2 - d1) / а о
При этом
α = 180° - 57 (d2 - d1) / а
или
α = 180° - 57 d1 (i - 1) / а (5)
Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:
l ≈ 2а+0,5 π (d2+d1) + (d2 - d1 )2/(4a) (6)
При заданной длине ремня межосевое расстояние
а=(2 l - π (d2+d1)+√( 2 l - π (d2+d1))2 -8 (d2 - d1 )2)/8 (7)
Силы и силовые зависимости.
На рис. 3 и 4 показано нагружение ветвей ремня в двух случаях: Т 1 = 0 (рис. 3, а) и Т 1>0 (рис. 4).
Рис. 3
Здесь обозначено: Fo — сила предварительного натяжения ремня; F1 и F2 — силы натяжения ведущей и ведомой ветвей в нагруженной передаче; Ft=2Tl/d1 — окружная сила передачи.
Рис. 4
По условию равновесия шкива имеем
T1=0,5 d1 (F1 – F2)
или
Ft = F1 – F2 (8)
Связь между Fo, F1 и F2 можно установить на основе следующих рассуждений.
Геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки [см. формулу (6)] и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче. Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рис. 3).
Способность передавать нагрузку или тяговая способность передачи, связана с величиной силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Леонардом Эйлером.
F1 = Ftefα/ (efα -1)
F2 = Ft/ (efα -1) (9)
Fo = Ft (efα +1)/ 2 (efα -1)
Формулы устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой F, и факторами трения f и α. Они позволяют также определить минимально необходимую силу предварительного натяжения ремня Fo, при которой еще возможна передача заданной нагрузки Ft. Если
Fo < Ft (efα +1)/ 2 (efα -1)
то начнется буксование ремня.
Нетрудно установить, что увеличение f и α благоприятно отражается на работе передачи. Эти выводы приняты за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом (см. рис. 12.17 и 12.16). В первой передаче использован принцип искусственного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй — увеличивают угол обхвата а установкой натяжного ролика.
При круговом движении ремня со скоростью v (рис. 12.5) на каждый его элемент с массой dm, расположенный в пределах угла обхвата, действуют элементарные центробежные силы dC. Действие этих сил вызывает дополнительное натяжение Fv во всех сечениях ремня.
Натяжение Fv ослабляет полезное действие силы предварительного натяжения Fo. Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.
Как показывают расчеты, влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно только при больших скоростях: v >>20 м/с.
Напряжения в ремне.
Наибольшие напряжения создаются в ведущей ветви ремня. Они складываются из σ 1 , σ v и σ и:
σ 1 = F1/A, σ v = Fv /A=ρ v2 (10)
Напряжение σ 1 можно представить в виде
σ 1 = σ 0 +0,5 σ t (11)
где
σ t = Ft /A (12)
— так называемое полезное напряжение; σ 0 — напряжение от предварительного натяжения. Полезное напряжение можно представить как разность напряжений ведущей и ведомой ветвей:
σ t = σ 1 - σ 2.
В той части ремня, которая огибает шкив, возникают напряжения изгиба σи. По закону Гука,
σи = ε E
где ε — относительное удлинение, E — модуль упругости. Величину ε определим, рассматривая участок дуги ремня, ограниченный углом dφ. Длина нейтральной (средней) линии на этом участке равна (d/2+δ/2) dφ, а длина наружней линии (d/2+δ) dφ. Удлинение наружного волокна будет
(d/2+δ) dφ - (d/2+δ/2) dφ = δ/2 dφ.
Относительное удлинение
ε = (δ/2) dφ/(d/2+δ/2) dφ = δ /(d+δ)
Величиной δ в знаменателе можно пренебречь как малой по сравнению с d. При этом ε = δ /d, a
σи = ε δ /d (13)
Формула (13) позволяет отметить, что основным фактором, определяющим величину напряжений изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру шкива. Чем меньше это отношение, тем меньше напряжение изгиба в ремне.
Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набегания ремня на малый шкив
σmax = σ 1 +σ v + σ и = σ0 +0,5 σt +σ v + σ и (14)
Влияние отдельных составляющих суммарного напряжения на тяговую способность передачи и долговечность ремня. Тяговая способность передачи характеризуется величиной максимально допустимой окружной силы Ft, или полезного напряжения σt .
Учитывая формулу (9), нетрудно убедиться, что по условию отсутствия буксования допустимая величина σt возрастает с увеличением напряжения σ0 от предварительного натяжения
σt =2 σ0 (efα -1)/ (efα +1) (15)
Однако практика показывает значительное снижение долговечности ремня с увеличением σ0. Так, например, для клиновых ремней
|
σ0, МПа |
0,9 |
1 |
1,2 |
1,5 |
1,8 |
|
Относительная долговечность, % |
420 |
250 |
100 |
33 |
13 |
Поэтому рекомендуют принимать:
Для клиновых ремней ........................... σ0≤1,5МПа
Для плоских ремней ............................. σ0≤l,8 МПа
Величина полезного напряжения σt, (величина нагрузки) влияет на долговечность примерно так же, как и σ0. При указанных величинах σ0 допустимое напряжение σt, не превышает 2,0...2,5 МПа.
Оценивая напряжения от центробежных сил по формуле (10), приближенно примем ρ=1000 кг/м3. Тогда
|
V м/с |
σv МПа |
|
10 |
0,1 |
|
20 |
0,4 |
|
40 |
1,6 |
Таким образом, для наиболее распространенных на практике среднескоростных («<20 м/с) и тихоходных («<10 м/с) ременных передач влияние напряжений от центробежных сил несущественно.
Оценивая напряжения от изгиба ремня по формуле (12), примем E=200 МПа (Е для различных материалов ремней колеблется в пределах 100...350 МПа). Тогда
|
d/δ |
σи |
|
200 |
1 |
|
100 |
2 |
|
50 |
4 |
|
25 |
8 |
Сопоставляя величины различных составляющих суммарного напряжения в ремне и учитывая, что по соображениям компактности в передачах стремятся принимать небольшим отношение d/δ, можно отметить напряжения изгиба как наибольшие. Часто эти напряжения в несколько раз превышают все другие составляющие суммарного напряжения в ремне.
В отличие от σ0 и σt, увеличение σ и не способствует повышению тяговой способности передачи. Более того, напряжения изгиба, как периодически изменяющиеся, являются главной причиной усталостного разрушения ремней.
Потери в передаче и КПД.
Потери мощности в ременной передаче складываются из потерь в опорах валов; потерь от скольжения ремня по шкивам; потерь на внутреннее трение в ремне, связанное с периодическим изменением деформаций, и в основном с деформациями изгиба; потерь от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов.
Все эти потери трудно оценить расчетом, а поэтому КПД передачи определяют экспериментально.
При нагрузках, близких к расчетным, средний КПД для плоскоременных передач η≈0,97, для клиноременных η≈0,96.
Кривые скольжения и КПД.
Работоспособность ременной передачи принято характеризовать кривыми скольжения и КПД. Такие кривые являются результатом испытаний ремней различных типов и материалов. На графике по оси ординат отсчитывают относительное скольжение е и КПД, а по оси абсцисс — нагрузку передачи, которую выражают через коэффициент тяги
φ= Ft /(2 Fo)= σt /(2 σ0)
Коэффициент тяги φ позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня Fo используется полезно для передачи нагрузки Ft, т. е. характеризует степень загруженности передачи. Целесообразность выражения нагрузки передачи через безразмерный коэффициент φ объясняется тем, что скольжение и КПД связаны именно со степенью загруженности передачи, а не с абсолютной величиной нагрузки.
Способы натяжения ремней. Выше показано, что величина силы Fo натяжения ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность и КПД передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трения (с малым запасом Fo). На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением Fo в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и КПД. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т. е. отношение Ft/F0=const. Пример такой передачи показан на рис. 5. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой.
Рис. 5
Шкив 1 установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение 2F0 ремня равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т. е. пропорционально моменту нагрузки. Преимуществом такой передачи является также то, что центробежные силы не влияют на тяговую способность (перадача может работать при больших скоростях). Недостатки передачи — сложность конструкции и потеря свойств самопредохранения от перегрузки.
На рис. 6 показан пример схемы передачи, в которой натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным.
Рис. 6
Здесь натяжение осуществляется массой т электродвигателя, установленного на качающейся плите. Постоянное натяжение получают также в передачах с натяжным роликом.
Третьим способом натяжения является способ периодического подтягивания ремня (по мере его вытяжки) с помощью винта или другого подобного устройства рис. 7, где двигатель можно перемещать по салазкам плиты. Периодическое регулирование натяжения требует систематического наблюдения за передачей и в случае недосмотра приводит к буксованию и быстрому износу ремня.
Рис.7
Нагрузка на валы и опоры.
Силы натяжения ветвей ремня (за исключением Fv) передаются на валы и опоры (рис. 8).
Рис. 8
Равнодействующая нагрузка на вал
Fr=√ F12+F22+2F1F2 cos β ≈ 2F0 cos (β/2). (16)
Обычно Fr в 2.3 раза больше окружной силы F1 и это, как указывалось выше, относится к недостаткам ременной передачи (в зубчатой передаче Fr≈Ft).
Плоскоременная передача
До появления клиноременной передачи наибольшее распространение имела плоскоременная передача. Она проста, может работать при высоких скоростях и вследствие большой гибкости ремня обладает сравнительно высокими долговечностью и КПД.
Разновидности передач. На практике применяют большое число различных схем передач плоским ремнем. Из этих схем здесь рассматриваются только наиболее типичные:
открытая передача (рис. 9) применяется при параллельном расположении- валов и одинаковом направлении вращения шкивов;
Рис. 9
перекрестная передача (рис. 10), в которой ветви ремня перекрещиваются, а шкивы вращаются в противоположных направлениях;
Рис. 10
полуперекрестная передача, в которой оси валов перекрещиваются под некоторым углом;
угловая передача (рис. 11), в которой оси валов пересекаются под некоторым углом.
Рис. 11
Из этих схем на практике чаще всего применяют простую открытую передачу. В сравнении с другими она обладает повышенными работоспособностью и долговечностью. В перекрестных и угловых передачах ремень быстро изнашивается вследствие дополнительных перегибов, закручивания и взаимного трения ведущей и ведомой ветвей. Нагрузку этих передач принимают не более 70...80% от нагрузки открытой передачи.
Регулируемая передача со ступенчатыми шкивами (рис. 12) применяется в тех случаях, когда требуется регулировка передаточного отношения.
Рис.12
Передача с натяжным роликом (рис. 13) применяется при малых межосевых расстояниях и больших передаточных отношениях. Она автоматически обеспечивает постоянное натяжение ремня.
Рис. 13
В этой передаче угол обхвата α, а следовательно, и тяговая способность ремня становятся независимыми от межосевого расстояния и передаточного отношения. При любых практически выполнимых α и i можно получить α > 180°. Натяжной ролик рекомендуют устанавливать на ведомой ветви ремня. При этом уменьшается потребная сила нажатия ролика на ремень, а дополнительный перегиб ремня на ролике меньше влияет на долговечность ремня, так как ведомая ветвь слабее нагружена. Основным недостатком такой передачи является понижение долговечности ремня вследствие дополнительного перегиба обратного знака. Применение передачи с натяжным роликом сократилось после изобретения клиноременной передачи, которая также позволила уменьшить α и увеличить i.
Основные типы плоских ремней. В машиностроении применяют следующие типы ремней.
Кожаные ремни обладают хорошей тяговой способностью и высокой долговечностью, хорошо переносят колебания нагрузки. Высокая стоимость и дефицит кожаных ремней значительно ограничивают их применение.
Прорезиненные ремни состоят из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани, связанных между собой вулканизированной резиной. Ткань, имеющая больший модуль упругости, чем резина, передает основную часть нагрузки. Резина обеспечивает работу ремня как единого целого, защищает ткань от повреждений и повышает коэффициент трения. Будучи прочными, эластичными, малочувствительными к влаге и колебаниям температуры, эти ремни успешно заменяют кожаные. Прорезиненные ремни следует оберегать от попадания масла, бензина и щелочей, которые разрушают резину.
Хлопчатобумажные ремни изготовляют как цельную ткань с несколькими слоями основы и утка, пропитанными специальным составом (битум, озокерит). Такие ремни, легкие и гибкие, могут работать на шкивах сравнительно малых диаметров с большими скоростями. Тяговая способность и долговечность у этих ремней меньше, чем у прорезиненных.
Шерстяные ремни — ткань с многослойной шерстяной основой и хлопчатобумажным утком, пропитанная специальным составом (сурик на олифе). Обладая значительной упругостью, они могут работать при резких колебаниях нагрузки и при малых диаметрах шкивов. Шерстяные ремни менее чувствительны, чем другие, к температуре, влажности, кислотам и т. п., однако их тяговые свойства ниже, чем у других типов ремней.
Пленочные ремни — новый тип ремней из пластмасс на основе полиамидных смол, армированных кордом из капрона или лавсана. Эти ремни обладают высокими статической прочностью и сопротивлением усталости. Применяются для передач мощностью до 15 кВт. При малой толщине (0,4... 1,2 мм) они передают значительные нагрузки, могут работать при малых диаметрах шкивов и с высокой быстроходностью (v < 60 м/с). Для повышения тяговой способности ремня применяют специальные фрикционные покрытия.
Соединение концов ремня. Большое влияние на работу передачи, особенно при значительных скоростях, оказывает соединение концов ремня. Недоброкачественное соединение концов ремня приводит его к преждевременному разрушению и снижает тяговую способность передачи. Существует много различных способов соединения концов ремня. Все эти способы можно разделить на три основные группы: сшивка, склеивание, металлическое скрепление.
Методика расчета передачи.
Расчет плоскоременной передачи базируется на рассмотренной выше общей теории ременных передач и экспериментальных данных. В этом расчете формулу Эйлера (12.11), определяющую тяговую способность передачи, и формулу (12.18) для суммарного напряжения в ремне, определяющую его прочность и долговечность, непосредственно не используют. Их учитывают в рекомендациях по выбору геометрических параметров (a, d, α и пр.) и допускаемых напряжений [σt]0, [σt], которые используют при расчете.
Для проектного расчета задают мощность Р1 частоту вращения n1 передаточное отношение i, иногда дополнительно задают а, d1, тип ремня.
Определяют d1, и d2, а, затем тип и размеры ремня (b, δ, l), при этом необходимо учитывать следующие рекомендации:
α≥1500
i ≤ 5- открытая передача; i ≤ 10- с натяжным роликом
a ≥ 2 (d1 +d2 ) – открытая; a ≥ (d1 +d2 ) с натяжным роликом
U≤ 3(5) c-1 – открытая; U≤ 8(10) c-1 - с натяжным роликом
d1/δ ≥ 25 – ремни кожаные; d1/δ ≥ 30 – ремни прорезиненные
При предварительном расчете, когда d1 и δ еще не известны, диаметр малого шкива можно приближенно оценить по формуле М. А. Саверина; мм (размерность Т1 — Н м)
d1= (52….64)3√ Т1 (17)
После оценки d1 ориентируясь на рекомендации и стандарты на размеры ремня, выбирают толщину δ ремня. Затем из расчета тяговой способности определяют ширину b ремня.
Клиноременная передача
В современных приводах клиноременная передача имеет преимущественное распространение.
Принципиальные основы конструкции. В этой передаче (см. рис. 1 и 14) ремень имеет клиновую форму поперечного сечения и располагается в соответствующих канавках шкива.
Рис. 14
В передаче может быть один или несколько ремней. Несколько тонких ремней применяют взамен одного толстого для уменьшения напряжения изгиба.
Форму канавки шкива выполняют так, чтобы между ее основанием и ремнем был зазор Δ. При этом рабочими являются боковые поверхности ремня. В то же время ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра dн шкива, так как в этом случае кромки канавок быстро разрушают ремень.
Расчетным диаметром dp шкива является диаметр окружности расположения центров тяжести поперечных сечений ремня или нейтрального слоя при изгибе — ширина bр. Все размеры, определяющие форму шкива (Н, φ, b1, t, dp, dн), выбирают по соответствующим таблицам стандартов в зависимости от размеров поперечного сечения ремня, которые также стандартизованы.
Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи путем повышения трения.
Рис. 15
Положим, что вследствие натяжения ветвей ремня его элемент длиной dl прижимается к шкиву силой dR (рис. 15). При этом элементарная сила трения, действующая в направлении окружной силы,
dF=dFп f=dRf/sin(φ/2).
В аналогичных условиях для плоскоременной передачи dF= dRf.
Сравнивая эти формулы, можно отметить, что в клиноременной передаче трение увеличивается с уменьшением угла клина φ. Отношение
f/sin(φ/2) = f ' (18)
называют приведенным коэффициентом трения. Для стандартных ремней угол φ принят равным 40°. При этом
f ' =f/sin200 ≈3 f
Клиновая форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в три раза.
Дальнейшему увеличению сцепления путем уменьшения угла φ препятствует появление самозаклинивания ремня в канавках шкива. При самозаклинивании ремень испытывает дополнительный перегиб на сбегающих ветвях и быстрей разрушается от усталости.
При определении угла профиля канавки шкива учитывают ниже следующее. При изгибе на шкиве профиль ремня искажается: ширина ремня в зоне растяжения уменьшается, а в зоне сжатия увеличивается. При этом угол профиля ремня уменьшается. Если ремень, деформированный таким образом, расположить в канавке шкива с углом, равным углу профиля недеформированного ремня, то давление р на его боковые грани распределится неравномерно (рис. 16).
Рис.16
Долговечность ремня в этом случае уменьшится. В целях выравнивания давления углы канавок делают меньше угла профиля ремня: чем меньше диаметр шкива, тем меньше угол канавки. По стандарту на размеры шкивов клиноременных передач канавки изготовляют с углами 34...40°.
Значительное увеличение трения позволяет сохранить нагрузочную способность клиноременной передачи при существенно меньших углах обхвата по сравнению с плоскоременной передачей. В соответствии с формулами (9) при Fo=const тяговая способность этих передач (сила Ft) будет оставаться постоянной при условии
αк f ' = αп f
где αк и f ' — угол обхвата и коэффициент трения клиноременной передачи; αп и f — то же, для плоскоременной передачи. Имея в виду, что f ' = 3 f, а по рекомендациям для плоскоременных передач, αп≥150°, получим
αк = αп /3 или αк ≥50°
Для лучшего использования возможностей клиноременной передачи на практике рекомендуется принимать αк ≥120° и в редких случаях до 70°. Такие допускаемые углы охвата α позволяют строить клиноременные передачи с малыми межосевыми расстояниями а и большими передаточными отношениями i, а также передавать мощность от одного ведущего шкива нескольким ведомым.
Конструкция клинового ремня должна обладать достаточной гибкостью для уменьшения напряжений изгиба и в то же время иметь значительную продольную и поперечную жесткость. Применяют ремни с различной структурой поперечного сечения. Одно из типичных и наиболее распространенных сечений изображено на рис. 17.
Рис. 17
Слои шнурового (или тканого) корда 1 являются основным несущим элементом ремня. Они расположены в зоне нейтрального слоя bр для повышения гибкости ремня. Тканевая обертка 3 увеличивает прочность ремня и предохраняет его от износа. Резина 2 как заполнитель объединяет ремень в единый профиль и придает ему эластичность.
Клиновые ремни изготовляют в виде замкнутой бесконечной ленты. Для передач общего назначения по ГОСТ 1284.1 — 89 изготовляют шесть основных типов клиновых ремней Z(O), A, В(Б), С(В), D(Г), Е(Д) и два дополнительных EO(Е) 40х20, отличающихся размерами поперечного сечения. Размеры сечения соответственно увеличивают от типа Z(O) к Е(Д). В табл. в качестве примеров приведены параметры для ремней трех сечений.
Примечание. А — площадь сечения, q — масса 1 м длины, lр — расчетная длина по нейтральному слою. Ряд длин lр, мм: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800,900, 1000,1120,1250,1400, 1600, 1800,2000, 2240, 2500, 2800,3150, 3550,4000,4500, 5000, 6000.
Методика расчета передач.
Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней позволило определить допускаемую нагрузку для каждого типоразмера ремня, а расчет передачи свести к подбору типа и числа ремней по методике, изложенной в ГОСТ 1284.3 — 96.
1. Сечение ремня выбирают по графику рис. 18, где область применения данного сечения [например, В(Б)] расположена выше собственной линии и ограничена линией предыдущего сечения (например, А).
Рис. 18
Ремни сечения Z(О) применяют на мощностях до 2 кВт, сечения EO(Е) при мощностях свыше 200 кВт
2. Расчетную передаваемую мощность Р в кВт вычисляют по формуле:
где Рном – номинальная мощность, передаваемая приводом кВт;
Ср – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы.
Номинальной считают мощность, вероятность распределения которой на стационарных режимах не превышает 80%.
Коэффициент динамичности нагрузки и режима работы -Ср выбирают по таблицам 1 и 2( для сельхозмашин) ГОСТ 1284.3 — 96 он вариируется от 1 до 2.
3. Линейную скорость ремня V (м/с) вычисляют по формуле:
где d1 – расчетный диаметр меньшего шкива, мм;
n1 – частота вращения меньшего шкива, мин-1;
d2 – расчетный диаметр большего шкива, мм;
n2 – частота вращения большего шкива, мин-1;
При выборе диаметров шкивов используют стандартные по ГОСТ 20889-88. Диаметр меньшего шкива следует брать возможно большего значения, но не превышать предельно допустимую скорость ремня 30 м/с также следует учитывать, что при меньших диаметрах уменьшаются габариты передачи, но увеличивается число ремней.
Номинальные расчетные диаметры шкивов dр должны соответствовать указанному ряду: 50; (53); 56; (60); 63; (67); 71; (75); 80; (85); 90; (95); 100; (106); 112; (118); 125; (132); 140; (150); 160; (170); 180; (190); 200; (212); 224; (236); 250; (265); 280; (300); 315; (335); 355; (375); 400; (425); 450; 475; 500; (530); 560; (600); (620); 630; (670); 710; (750); 800; (850); 900; (950); 1000; (1060); 1120; (1180); 1250; (1320); 1400; (1500); 1600; (1700); 1800; (1900) 2000; (2120); 2240; (2360); 2500; (2650); (2800); (3000); (3150); (3550); (3750); (4000)мм.
Размеры, указанные в скобках, применяются в технически обоснованных случаях.
4. Расчетный диаметр большего шкива вычисляют по формуле:
d2=i d1
5. Передаточное число i определяется соотношением
6. Рекомендуемое межцентровое расстояние:
7. Угол обхвата ремнем меньшего шкива α (в градусах) вычисляют по формулам:
при α>110о
при α≤110о
где a – межцентровое расстояние, мм.
8. Расчетную длину ремня Lр.(мм) вычисляют с использованием выражений:
где γ- угол, равный (90о-α/2), град.
вычисленную расчетную длину округляют до ближайшей стандартной расчетной длины ремня по ГОСТ 1284.1-89.
Номинальное межцентровое расстояние aном вычисляют по формуле
где ;
9. Для компенсации отклонений от номинала по длине ремня, его удлинения в процессе эксплуатации, а также для свободной установки новых ремней в передаче должна быть предусмотрена регулировка межцентрового расстояния шкивов. Возможное увеличение межцентрового расстояния ∆1 относительно номинального aном должно удовлетворять условию:
∆1≥S1Lр
Увеличение межцентрового расстояния ∆2 должно удовлетворять условию:
∆2≥S2Lр+2Wр
где S1 и S2 –коэффициенты, определяемые по таблице 3 (ГОСТ1284.3-96)
Wр- расчетная ширина канавки шкива для ремня выбранного сецения,мм, определяемая по ГОСТ20889-88.
|
Класс ремня (ГОСТ1284.2-89) |
S1 |
S2 |
|
I, II |
0,025 |
0,009 |
|
III, IV |
0,020 |
0,009 |
|
Примечание – По согласованию потребителя с разработчиком ремней для движущихся сельхозмашин допускается изменять пределы регулирования межцентрового расстояния |
по По формуле определяют мощность Рр, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи:
Pp=P0 Сα Cl Ci / Cp, (19)
где Сα — коэффициент угла обхвата α — по формуле 5;
|
α, град |
180 |
170 |
160 |
150 |
140 |
130 |
120 |
110 |
100 |
90 |
80 |
70 |
|
Сα |
1 |
,98 |
,95 |
,92 |
,89 |
,86 |
,82 |
,78 |
,73 |
,68 |
,62 |
,56 |
Cl — коэффициент длины ремня, косвенно учитывает частоту пробегов U=v/l, определяют по графикам с учетом стандартной длины ремня, рассчитываемой по формуле 6 и рекомендаций, приведенных ниже.
Рекомендуемые межосевые расстоянии а:
|
i |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
а |
1,5 dp2 |
1,2 dp2 |
dp2 |
0,95 dp2 |
0,9 dp2 |
0,8 dp2 |
Ci — коэффициент передаточного отношения определяется по графикам ГОСТ.
Ср — коэффициент режима нагрузки и коэффициент режима нагрузки К1 определяются по таблицам
|
Характер нагрузки |
Спокойная |
Умеренные колебания |
Значительные колебания |
Ударная или резко переменная |
|
Ср |
1...1.2 |
1,1--1,3 |
1,3...1,5 |
1;5...1,7 |
|
К1 |
2,5 |
1 |
0,5 |
0,25 |
Большая величина при двигателях типа поршневых. Подробнее см. ГОСТ 1284.3 — 80.
4. Выполняя расчет, учитывают следующие рекомендации:
α ≥120°(90°), i≤7(10) (20)
2 (d1 +d2 )≥а≥0,55 (d1 +d2 ) + h
где h — высота поперечного сечения ремня;
число ремней определяют по формуле:
z=Р/(РрСz), (21)
где Р — мощность на ведущем валу передачи; Cz — коэффициент числа ремней — z:
|
z: |
1 |
2 3 |
4 5 |
>6 |
|
Cz |
1 |
0,95 |
0,9 |
0,85 |
Чем больше число ремней, тем трудней получить их равномерную загрузку. Неизбежные погрешности размеров ремней и канавок шкивов приводят к тому, что ремни натягиваются различно, появляются дополнительные скольжения, износ и потеря мощности. Поэтому рекомендуют
z<6(8). (22)
5. Определяют силу предварительного натяжения одного ремня:
F0 = 0,85 Cp Cl /(z v Сα Ci )+ Fv, (23)
Первый член формулы (23) следует из формулы для коэффициента тяги φ, где без учета корректирующих коэффициентов Ft=P/(zv), а коэффициент тяги φ принят равным 0,6. Для передач с автоматическим натяжением (рис. 13) Fv =0. При периодическом подтягивании ремня Fv определяют исходя из формулы (10), где ρ≈1250 кг/м3; А — по ГОСТу; v — скорость ремня при расчетной частоте вращения.
6. По формуле (16) определяют силу, действующую на вал с учетом числа ремней z и того, что сила Fo нагружает вал только в статическом состоянии передачи.
Ресурс наработки по ГОСТ 1284.2 — 89 для эксплуатации при среднем режиме нагрузки (умеренные колебания, см. рекомендации, приведенные выше) Tср=2000 ч. При других условиях
T = Tср К1 К2 , (24)
где К1 — коэффициент режима нагрузки; К2 — коэффициент климатических условий: центральные зоны К2=1, зоны с холодным климатом К2=0,75.
Параметрами оптимизации для клиноременной передачи являются: 1) тип ремня (с учетом числа ремней); 2) диаметры шкивов (с учетом долговечности); 3) межосевое расстояние (с учетом числа пробегов и его влияния на долговечность).
Передача зубчатыми ремнями
В этой передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецеидальной формы, а на шкиве — соответствующие впадины. Таким образом, передача работает по принципу зацепления, а не трения. К ременным передачам она относится условно только по названию и конструкции тягового органа. По принципу работы она ближе к цепным передачам. Принцип зацепления устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, что повышает КПД передачи. Здесь уменьшается влияние угла обхвата и межосевого расстояния на тяговую способность, что позволяет значительно снизить габариты передачи и увеличить передаточное отношение. Эластичная связь и упругость зубьев (вместо жестких шарнирных связей цепи) устраняют шум и динамические нагрузки.
Использование принципа зубчатого ремня предложено давно, но его практическое применение оказалось возможным только с появлением новых материалов — пластмасс. Ремень изготовляют из эластичной маслостойкой резины или пластмассы и армируют стальными проволочными тросами или полиамидным кордом.
Первое применение передача зубчатыми ремнями получила в станкостроении. Этой отраслью промышленности разработаны отраслевой стандарт на конструкцию ремней и шкивов, а также рекомендации по расчету передачи.