Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Детали машин. Учебное пособие.pdf
Рис. 5.7. Круглый ремень
Из круглых ремней (рис
. 5.7)
наиболее распространены хлопчато
бумажные и капроновые. Изредка пользуются прорезиненными и ко
жаными круглыми ремнями
.
5.4. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
Усилия и напряжения в ременных передачах
РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
(
рис
. 5.8)
Для того, чтобы обеспечить трение между ремнём и шкивами, создают
предварительное натяжение силой
F0.
Чем больше сила
F0,
тем выше
тяговая способность передачи и её КПД, но меньше долговечность
ремня
.
-
-
.
Рис. 5.8. Усилия в ременных передачах
61
В состоянии покоя или холостого хода передачи каждая ветвь
σ
=
−
=
=
+
ремня натянута одинаково с силой
где σ
–
нормальное напряжение от предварительного натяжения рем
0
ня; А
–
площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи
F0
AF
, (5.6)
00
или площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной пере
дачи
.
Предварительное напряжение в ремне принимают для плоских
стандартных ремней σ
σ
= 1,2...1,5
0
МПа; для полиамидных ремней
При приложении рабочего вращающего момента Т
= 2
МПа; для клиновых стандартных ремней
0
–
σ
= 3...4
0
МПа
.
происходит
1
перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь до
полнительно натягивается до силы
уменьшается до силы
F2.
F1, а
натяжение ведомой ветви
Окружная сила на шкивах определяется передаваемой нагрузкой
2dT
t
ведомой
1
, (5.7)
шк1
; d1 –
диаметр ведущего
FFF
. (5.8)
21
F2
ветвей ремня
2FFF
. (5.9)
021
где
T1 –
расчётный вращающий момент, Н·мм
шкива, мм
ремня
.
Окружная сила
С ростом
F0
(
сила тяги) равна разности натяжений ветвей
нагрузочная способность передачи увеличивается
Сумма натяжений ведущей
Ft=
F1 и
Силы натяжения ветвей ремня нагружают валы и подшипники
(
сила
F
на
рис
. 5.8),
рем
что является недостатком ременных передач
.
При работе ременной передачи, напряжения по длине ремня рас
пределяются неравномерно. Наибольшие напряжения возникают в
ведущей ветви, в точке набегания ремня на шкив (рис
σ+σ+σ=σ
, (5.10)
1max
ци
. 5.5)
-
-
–
-
.
-
62
где σ
A
A
–
нормальное напряжение растяжения в ремне от действия силы
1
F1,
F
1
=σ ; (5.11)
1
σ
–
напряжение в ремне от изгиба на дуге обхвата шкива
и
Eδ
=σ
; (5.12)
d
шк
1
–
толщина ремня; σ
F
ц
; (5.13)
=σ
ц
2
, (5.14)
AVF ρ=
3
.
Е
= 200...600
МПа
–
модуль упругости; δ
жение от центробежной силы
здесь
Fц –
центробежная сила, Н
здесь ρ
–
плотность материала ремня, кг/м
и
,
,
ц
,
–
напря
ц
Критерии работоспособности ременных передач. Основными
критериями работоспособности ременных передач являются
1)
тяговая
способность
–
надёжность сцепления ремня со шки
вами (возможность передавать требуемую нагрузку без буксования
2)
долговечность
сопротивлением усталости
Расчёт по тяговой способности
ремня, которая определяется, в основном, его
.
является основным, он обеспе
:
);
чивает требуемую прочность ремней и характеризуется кривыми
скольжения и КПД передачи η от полезной нагрузки (окружной силы
Ft),
которую выражают через коэффициент тяги φ, показывающий
какая часть предварительного натяжения ремня полезно используется
для передачи нагрузки
Графики строят следующим образом
.
(
рис
. 5.9): по
оси ординат
откладывают относительное скольжение ε (в процентах) и КПД пере
дачи η (в процентах
который представляет собой относительную нагрузку передачи
), а по
оси абсцисс
F
t
=ϕ
2F
0
–
коэффициент тяги передачи
:
. (5.15)
-
-
-
,
,
63
Рис. 5.9. Кривая скольжения
С ростом нагрузки упругое скольжение ремня увеличивается
при этом увеличивается КПД передачи. Эта закономерность наблюда
ется до φ
–
так называемого критического значения коэффициента
к
тяги, соответствующего наибольшей нагрузке на ремень. С увеличени
ем нагрузки ремень проскальзывает, резко падает КПД. При φ
наступает полное буксование ремня. Наиболее выгодная тяговая спо
собность ремня соответствует критическому значению коэффициента
тяги φ
.
к
Коэффициент тяги φпоказывает, какая часть предварительного
натяжения ремня
Экспериментально установлено, что для плоских ремней φ
для клиновых
F0
–
φ
= 0,7…0,9.
к
используется для передачи окружной силы
= 0,4…0,6,
к
Если известно напряжение от предварительного натяжения рем
ня σ
и
коэффициент тяги φ, можно определить полезное напряжение
0
σ
от
передаваемой полезной нагрузки
Ft
64
Ft:
=
φ
max
Ft.
,
-
-
-
-
ϕ
AFA
[
]
F
t
F
где
A –
площадь поперечного сечения ремня
Допускаемое полезное напряжение для проектируемой передачи
где φ
–
критическое значение коэффициента тяги
к
==σ
t
2 CCСС
F
t
учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве
коэффициент
ет режим работы
; Cθ –
коэффициент расположения передач
.
0
к
22σϕ=
, (5.16)
0
к
.
σϕ=σ , (5.17)
к
p0
V
θα
; Cα –
коэффициент
; CV –
скоростной
; Cp –
учитыва
Значения перечисленных коэффициентов принимают по таблицам
справочной литературы
.
5.5. АЛГОРИТМ РАСЧЁТА
Алгоритм расчёта ременных передач таков
1.
Проектирование ременных передач начинают с выбора мате
риала для назначенного типа передачи (плоскоременной, клиноремен
ной
).
Выбирают тип и материал ремня в зависимости от условий рабо
ты передачи. Для среднескоростных передач наибольшее применение
имеют резинотканевые ремни
скольких слоёв хлопчатобумажной ткани-бельтинга, связанных вулка
низированной резиной. Для быстроходных и сверхбыстроходных пе
редач применяют синтетические бесконечные ремни. Ремни из капро
новой ткани рекомендуется применять в сверхбыстроходных переда
чах. Прорезиненные ремни с кордошнуровым несущим слоем реко
мендуется применять как для среднескоростных передач, так и для
быстроходныx при V≤
2.
Расчёт геометрических параметров передачи
–
где
диаметр ведущего шкива, мм
Pтр –
требуемая расчётная мощность, кВт
та вращения двигателя, мин
РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
(
ГОСТ
40 м/с.
d
≥
шк1
3
)64...52(
–1
.
23831–79),
3
1030
P
⋅
тр
n
π
ас
; nас –
.
состоящие из не
:
, (5.18)
асинхронная часто
65
:
,
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
По найденному значению подбирают стандартное значение
(
)
()(
)
′
(
)
′
(
)
(
)
(
диаметра шкива из стандартного ряда по ГОСТ
–
где
эффициент скольжения
го по ГОСТ
передачи
а для клиноременной передачи
где
диаметр ведомого (большего) шкива, мм
dud , (5.19)
шк
1
ремшк
2
u
–
передаточное число ременной передачи; ε
рем
.
Полученное значение
d
округляют до ближайшего стандартно
2шк
17383–73:
–
предварительное межосевое расстояние для плоскоременной
рем
2...5,1 dda
шк
55,0
шк
рем
h –
высота сечения ремня (стандартное значение
•
длина ремня
π
′
′
+
ремрем
( )
2
≥
1
ddal
++
шк
2
шк
1
ε−= 1
+≥
21
шк
2
2
17383–73:
= 0,01…0,02 – ко-
, (5.20)
шк
, (5.21)
hdda ++≥
);
2
dd
−
шк
1
шк
′
42
a
рем
. (5.22)
Полученное значение длины так же согласовывают со стандартом
•
где
ф
≥
рем
l
–
стандартное значение длины ремня
рем
•
угол обхвата малого шкива
′
2125,0
[ ]
( )
1
−=α
Для прорезиненных ремней угол
уточнённое межосевое расстояние
для синтетических
66
– не
менее
ddla
шк2шк1рем
3,57180
120°.
шк2шк1рем
++π−
2
( )
−
dd
шк1шк2
ф
a
рем
[α]
2
−−+π−+
ddddl
шк1шк2
;
[ ]
α≥
. (5.24)
должен быть не менее
-
;
)23.5(,82
150°,
3.
[
]
10
60
[
]
[
]
≤
δ
Скорость ремня, м/с
V ≤
Допускаемая скорость ремня
для клиновых ремней
4.
где ψ
Окружная сила, передаваемая ремнём, Н
5.1.
Допускаемое полезное напряжение для плоского ремня, МПа
= 0,6 –
k
экспериментальное значение коэффициента тяги для
прорезиненного ремня; σ
ния ремня, МПа; С
шкива; С
С
–
θ
–
коэффициент влияния натяжения от центробежной силы
V
коэффициент, учитывающий угол наклона передачи; С
α
фициент, учитывающий влияние режима работы
5.2.
Допускаемая мощность
ремнем, кВт
где
[
Р
(по
таблицам стандартов
малого шкива; С
ремня
в передаче; С
6.
Для плоских ремней назначают толщину ремня
а затем определяют ширину ремня
] –
мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, кВт
0
–
коэффициент влияния отношения расчётной длины
L
l
к
рем
базовой
l0;
–
коэффициент, учитывающий влияние режима работы
рр
Геометрические параметры ремней
рем
– [V
=
] = 40 м/с.
рем
асшк1
3
⋅
[V
. (5.25)
V
рем
] = 30 м/с –
рем
nd
π
рем
F
=
t
2 CCCC
F
t
–
коэффициент влияния угла обхвата
σψ=σ
–
напряжение от предварительного натяже
0
. (5.26)
V
рем
, (5.27)
рр0
Vk
θα
3
10
P
⋅
тр
.
[
Р
],
передаваемая одним клиновым
р
][
CCCP
P
);
С
–
z
0
=
р
С
–
коэффициент влияния угла обхвата
α
коэффициент, учитывающий число ремней
zL
α
C
, (5.28)
рр
.
02,0 d
, (5.29)
1
рем
F
t
≥
b
(5.30)
δσ
][
F
t
для плоских ремней
α1
малого
–
коэф
рр
α1
,
-
;
-
.
67
(
согласовывают со стандартом
го ремня, мм
2
),
площадь поперечного сечения плоско
δ= bA
рем
. (5.31)
Для клиноременной передачи сечение ремня назначается по но
мограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шки
вом
, Pтр и
назначенного сечения) определяют по таблицам стандартов
полученное значение округляем до целого числа
его частоты вращения
nас.
Размеры клинового ремня
Количество (число) клиновых ремней
P
рем
ас
][
P
p
z ≥
(
для
.
, (5.32)
.
Для удобства монтажа и эксплуатации рекомендуется ограничи
вать
z
≤ 6.
рем
7.
Проверочные расчёты ремней
.
Прочность ремня проверяется по максимальным напряжениям в
сечении ведущей ветви σ
–
для плоского ремня
–
для клинового ремня
max
тр
,
МПа
max
:
рем
F
t
0max
2
A
δ
++σ=σ
E
d
V
шк1рем
рем
10
62
−
[ ]
σ≤ρ+
; (5.33)
p
3
CP
L
CCVAz
ррремремрем
α
3
105,01085,0
P
тр
VAz
δ
++=σ
E
d
V
шк1ремремрем
рем
10
62
−
[ ]
,
σ≤ρ+
p
(5.34)
где А
рем
–
гости, МПа
площадь поперечного сечения ремня, мм
.
2
; E –
модуль упру
Проверяют условную долговечность ремней, рассчитывают час
тоту пробегов ремня
где
[UL] –
ней
[UL] = 15
68
допускаемое значение частоты пробегов, для плоских рем
U ≤
–1
с
,
для клиновых ремней
рем
l
рем
3
⋅
10
[UL] = 30
, (5.35)
[ ]
U
LL
–1
с
.
V
=
-
-
-
-
-
-
-
6. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
6.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ, ДОСТОИНСТВА И НЕДОСТАТКИ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ. КИНЕМАТИКА И ГЕОМЕТРИЯ
Цепная передача относится к передачам зацепления с гибкой свя
зью (цепью
).
Передача состоит из ведущей
вающей их цепи (рис
. 6.1).
зывание и буксование при работе передачи
Классификация цепных передач.
1. По
типу применяемой цепи
−
роликовые
−
втулочные
−
зубчатые
однорядные
многорядные
2. По
−
грузовые
зов
;
назначению цепи делят на
;
;
:
;
.
,
служащие для подвески, подъёма и опускания гру
1 и
ведомой
2
звёздочек и охваты
Принцип зацепления устраняет проскаль
.
:
:
-
-
-
-
Рис. 6.1. Цепная передача
69
−
тяговые
машинах
−
приводные
;
,
служащие для перемещения грузов в транспортных
,
служащие для передачи энергии
.
Приводные цепи стандартизированы. Их делают на специальных
заводах
.
Достоинства цепной передачи
−
возможность
передачи мощности на большие расстояния
:
(до 8 м);
−
меньшие
−
отсутствие
−
высокий
тых
);
−
малая
−
возможность
Недостатки цепной
−
изменение
высокой точности установки валов, чем для ременных передач
−
необходимость
−
значительный
,
чем у ременных передач габариты
скольжения
КПД
(0,95…0,97 – у
нагрузка на валы
лёгкой замены цепи
шага вследствие износа шарниров требует более
применения картеров
шум и вибрация при работе вследствие удара
;
;
передачи
закрытых и
.
:
;
;
0,9…0,93 – у
откры
;
звена цепи о зуб звёздочки при входе в зацепление, особенно при ма
лых числах зубьев и большом шаге
−
по
сравнению с зубчатыми передачами цепные передают дви
жение менее плавно и равномерно
Кинематика и геометрия. Основной
стикой цепи является шаг цепи
ближайших шарниров цепи (рис
грузочная способность
.
Предаваемая мощность Р
не более
25…30 м/с.
Средняя скорость цепи, м/с
;
.
t, т.е.
. 6.1).
– от
долей кВт до
:
V =
цеп
геометрической характери
расстояние между осями двух
Чем больше шаг, тем выше на
100
кВт; скорости
znt
. (6.1)
60
Применяют втулочно-роликовые цепи при скоростях не более
15 м/с,
70
зубчатые
– не
более
30 м/с.
-
-
-
-
-
–