Шгн. Лекция 08. Ременные передачи
 Скачать 1.17 Mb.
|
|
-(0,78) 100° -(0,74) 80° -(0,62) С р - режима работы При нагрузке спокойной 1,0 с умеренными колебаниями 0,9 со значительными колебаниями 0,8 ударной и резко неравномерной 0,7 Со - учитывающий расположение осей валов, перекрестной, полупе- рекрестной передачи При угле наклона линии центров передачи к горизонту 0-60° 1,0; (0,9); 60-80° 0,8; 0,9; 80-90° (0,8); 0,7; 0,8; (0,7); 0,6 С - скоростной для плоских (клиновых) ремней При скорости ремня, (мс 1 1,04; (1,05) 5 1,03; (1,04) 10 1,0; (1,0) 15 0,95; (0,94) 20 0,88; (0,85) 25 0,79; (0,74) 30 0,68; (0,60) Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи Долговечность передачи. Основной причиной выхода из строя ременной передачи является низкая долговечность ремней. Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие - изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попадания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования - перегрев (по тем же причинами снижение при этом физико-механических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву - усталостное разрушение в результате циклических деформаций (изгиб ремня по пульсирующему циклу при набегании его на шкивы. Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности. Шкивы — наиболее долговечный элемент ременных передач. Их проектирование с учетом прочности рассмотрено ниже. Критерии работоспособности ременных передач - полное использование тяговой способности ремня при отсутствии буксования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом - долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические параметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварийность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надежность работы ременной передачи. Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность Расчет на долговечность производят как проверочный. Расчет передачи на тяговую способность Для обеспечения передачи максимальной полезной окружной силы F max = F t , без пробуксовки необходимо, чтобы F t A = Ко, для приведенных условий работы передачи или F t /A = [К] п — для передачи, неограниченной этими условиями. Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач значения полезного допускаемого напряжения [К] П определяются с учетом табл, 6, 7. Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сечения ремня (42) где δ и b — толщина и ширина ремня. Расчет на долговечность В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные напряжения (см. рис. При многократном действии переменных напряжений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщины, разрушение элементов несущего слоя и т. п. В основе современных методов расчета ремней на долговечность лежит уравнение кривой усталости и определение максимального напряжения в ремне. Упрощенный расчет ремней на долговечность производят исходя из прогибов ремня. Критерием долговечности вэтом случае является число пробегов ремня до появления признаков усталостного разрушения U=v/L≤[U], (43) где U — действительное число пробегов ремня за 1 си скорость ремням с L — длина ремням допускаемое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоременных передач [U] ≤ 5. На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения . В табл для плоскоременных передач приведены рекомендуемые и допустимые значения , при которых практически обеспечивается среднестатистическая долговечность ремня (около 3000—5000 ч. Последовательность проектировочного расчета плоскоременных передач Для проектного расчета задают мощность N 1 в кВт, частоту вращения ω 1 в рад/с, передаточное отношение i. Определяют и d 2 , а, тип и размеры ремня ( , b, l). 1. В зависимости от заданных условий работы по табл. 1 выбрать тип ремня. 2. По формуле (10) определить диаметр малого шкива Z), его значение следует округлить до ближайшего большего стандартного (см. табл. 3. Определить скорость ремня v и сравнивать с допускаемой для выбранного типа ремня (см. табл. Если v > и, то диаметр шкива D 1 необходимо изменить. 4. Определить диаметр большого шкива и округлить его значение по табл до ближайшего стандартного. 5. Уточнить передаточное число передачи формула (10)]. При незначительном отклонении передаточного числа и до 5%) диаметры шкивов D 1 и можно не изменять. 6. Назначить межосевое расстояние а в соответствии с требованиями конструкции, нов рекомендуемых пределах см. формулу (2)]. 7. Определить расчетную длину ремня L формула (3)] и проверить ремень на долговечность, исходя из числа пробегов U=v/L<[U]. При U> [U] межосевое расстояние а необходимо увеличить. 8. По формуле (6) определить угол обхвата а меньшего шкива. Если а а, то необходимо увеличить межосевое расстояние а или применить натяжной ролик. 9. Задать отношение , и определить толщину ремня . По табл следует округлить до ближайшего меньшего стандартного значения. 10. Для выбранного типа ремня определить допускаемое полезное напряжение [К] П [формула (39)], для чего с учетом табл определяют допускаемое приведенное полезное напряжение Ко, а из табл — поправочные коэффициенты С а , С р , Со, С 11. Рассчитать окружную силу передачи по формуле (44) 12. По окружной силе выбранной толщине ремня и допускаемому полезному напряжению [К] П определить ширину ремня b формула (40)]. Полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного (см. табл. 13. Рассчитать силу предварительного натяжения ремня формула (16)]. По формуле (7) определить угол , после чего найти нагрузку на валы и опоры формула (28)]. 14. В зависимости от ширины ремня b по табл. 2 выбрать ширину шкива В и определить все размеры ведущего и ведомого шкивов. Пример 1. Рассчитать передачу плоским ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя кВт при n 1 = 2880 мин. Передаточное число ременной передачи u =4,03. Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Угол наклона ливни центров шкивов горизонту θ = 40 0 Решение 1. Тип ремня. Для ременной передачи принимаем плоский резинотканевый ремень стремя прокладками (i= 3) из ткани БКНЛ-65, выпускаемый в широком диапазоне ширин. 2. Диаметр меньшего шкива. а) Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве передачи T 1 = Р = 17,24 Нм. б) Ориентировочное значение диаметра меньшего шкива по формуле (10.15) По стандарту принимаем d 1 = 140 мм. в) Скорость ремня v = πd 1 n 1 /60000 = π·140·2880/60000= 21,1 мс. г) Окончательное значение диаметра d 1 меньшего шкива устанавливаем при i= 3 и v < 25 мс d 1 = 140 мм. 3. Диаметр большего шкива. При коэффициенте скольжении ξ=0,015 d 2 = ud 1 (l – ξ) = 4,03·140(1 - 0,015) = 556 мм. По стандарту принимаем d 2 = 560 мм. 4. Фактическое передаточное число ф d 2 /[d 1 (l – ξ)] = 560/[140·(1 - 0,015)] = 4,06. 5. Расчетная длина L p ремня. Ориентировочное межосевое расстояние a>1,5(d 1 +d 2 ) = 1,5·(560 + 140) = 1050 мм. Тогда длина ремня L p = 2a + 0,5π(d 1 +d 2 )+0,25(d 2 – d 1 ) 2 /a =2·1050 + 0,5·π·(560 + 140) + 0,25·(560- 140)/1050 = 3241 мм. Принимаем из нормального ряда размеров L p = 3400 мм. 6. Частота пробегов ремня U = v/L p = 21,1/3,4 = 6,2 c -1 , что допустимо U < 10 с 7. Окончательно межосевое расстояние 8. Угол обхвата ремнем меньшего шкива а = 180° - 57 0 (d 2 – d 1 )/a = 180° - 57°(560 – 140)/1130 = 158,8°, что допустимо а > 150°. 9. Окружная сила, передаваемая ремнем, F t = 2·10 3 T 1 /d 1 = 2·10 3 ·17,24/140 = 246 Н. 10. Ширина ремня. а) Допускаемая приведенная удельная сила р = 3 Н/мм. б) Поправочные коэффициенты С 1,0; С = 0,94; С = 0,86; С р = 1,1 — при двухсменной работе. в) Допускаемая удельная сила [p] = [р] 0 С θ С a С υ /С р = 3·1,0·0,94·0,86/1,1 = 2,2 Н/мм. г) Ширина ремня b > F t /(i[p]) = 246/(3·2,2) = 37,2 мм. Принимаем b = 40 мм . 11. Ширина шкива В=1,1b+10мм=1,1·40+10=54 мм. Принимаем В = 53 мм (см. § 27.4). 12. Сила предварительного натяжения ремня. Принимаем способ натяжения ремня — силами упругости. При а=1130мм<2·(d 2 +d 1 )=2·(560+140)=1400 мм удельная сила предварительного натяжения р = 2 Н/мм. Тогда F 0 = bip 0 = 40·3·2 = 240H. 13. Сила, действующая на валы F n = 2F 0 sin(α 1, /2)= о) = 472 Н. Расчет клиноременной передачи на тяговую способность и долговечность Виды разрушения ремня и критерии работоспособности клиноременных передач аналогичны таковым для плоскоременной передачи. Методы расчета передачи обоих типов также схожи. Расчет на тяговую способность заключается в определении требуемого числа клиновых ремней для обеспечения нормальной работоспособности передачи (45) где F t — передаваемая окружная сила, Н А о — площадь поперечного сечения клинового ремня, мм (см. табл [К] п — допускаемое напряжение в ремне C z — коэффициент числа ремней (для двух, трех ремней С = 0,95; для четырех—шести С 0,9; более шести С = 0,85); = 8 — наибольшее число клиновых ремней, обеспечивающее равномерность их нагружения в передаче. При получении по расчету необходимо увеличить площадь поперечного сечения ремня, выбрать следующий больший профиль ремня и таким образом снизить число ремней. Расчет на долговечность. Число пробегов ремня в 1 с U=v/L≤[U], (46) где U — действительное число пробегов ремня за 1 си скорость ремням с L — расчетная длина ремням допускаемое число пробегов ремня за 1 с. Для клиновых ремней [U] < 10 (в отдельных случаях [U]= 11 ÷ 12). Заводы-изготовители клиновых ремней производят проверку гарантийной наработки Т о (ч) (табл) для ремней, а также условно-расчетной длины L o . При расчетной длине выбранного клинового ремня L, отличающейся от табличной, гарантийную наработку (ч) для данного ремня определяют по формуле Т T 0 (L/L 0 ), (47) где То — гарантийная наработка ремней условно-расчетной длины L o , ч (табл. 8); L — расчетная длина выбранного ремня, мм L o — условно-расчетная длина ремня, мм (см. табл. Таблица 8. Гарантийный срок службы ремней (для условно расчетной длины L 0 ) Тип ремня Условно-расчетная длина L o , мм Гарантийная наработка T 0 , ч, не менее, для ремней кордтканевых кордшнуровых О) 1250 200 250 А 1700 В(Б) 2000 СВ) 2500 Д(Г) 3000 250 — Д) 7100 EО(Е) 8500 При вытяжке клиновых ремней до 3% наибольшая гарантийная наработка стандартных клиновых ремней составляет 500 ч. Последовательность проектировочного расчета клиноременной и поликлиновой передачи Расчет производят по аналогии с расчетом плоскоременных передач (некоторые изменения, связанные со спецификой клиноременной передачи, излагаются подробнее. Расчет клиноременной передачи следует выполнять в следующем порядке. 1. Предварительно задать скорость ремня (5—25 мс) ив зависимости от заданных скорости и передаваемой мощности по табл выбрать профиль ремня. Таблица 9. Выбор типа клинового ремня в зависимости от передаваемой мощности и скорости ремня Мощность Р, кВт Тип ремня при скорости v, мс не более 5 5-10 св. 10 Не более 1 ОАО АО О А БОА О А 2-4 А БОА БОА Б В А БАБ В Б В Б В 15-30 — В В 30-60 — Д Г В 60-120 — Д Д ГДЕ Д Г Св. 200 — — ДЕ Размеры сечения принять по табл. Так как заданным условиям задачи мощности Р и скорости v в табл соответствует несколько типов (сечений) ремней, рекомендуется вначале выбрать меньшее сечение и переходить к другим только в случае получения неприемлемо большого числа ремней 2. В зависимости от выбранного типа клинового ремня по табл. 6.5 принять диаметр малого шкива D 1 3. По диаметру малого шкива D 1 определить скорость ремня v и сравнить с допускаемой [v] = 25 мс. Уточнить размер. 4. Определить диаметр большого шкива и согласовать его значение с приведенными в табл. 5. Уточнить передаточное число и 6. Назначить межосевое расстояние а 7. По формуле (3) определить расчетную длину L ремня, округлить ее значение до стандартного (см. табл, после чего проверить долговечность ремня (ремней) по числу пробегов. При U> [U] выбрать следующее большее значение расчетной длины ремня L см. табл. 3), удовлетворяющее условию U< [U], после чего уточнить межосевое расстояние а 8. Определить угол обхвата меньшего шкива. При невыполнении условий следует увеличить межосевое расстояние и соответственно изменить расчетную длину ремня L. 9. Задать напряжение от предварительного натяжения и для выбранного типа ремня по табл. 6 принять допускаемое приведенное полезное напряжение Ко, по табл — поправочные коэффициенты С а , С р , Со, С по формуле (39) определить допускаемое полезное напряжение [К] П . 10. Рассчитать окружную силу по формуле (46). 11. По формуле (43) определить требуемое число ремней . При > 8 необходимо по табл изменить выбранный тип ремней на больший профиль и таким образом снизить число ремней. 12. Рассчитать F o , угол и F s 13. Определить все размеры шкивов. При расчете поликлиновой передачи профиль ремня выбирают в зависимости от передаваемой мощности меньшего шкива Р х и его угловой скорости 1 (рис. Диаметр D 1 выбирают по табл. Число клиньев определяют по формуле где [z] — допускаемое число клиньев (см. табл. 4); [Р] П = [P] 0 C a C p C 1 C z — допускаемая мощность, передаваемая одним клином, кВт Ро допускаемая приведенная мощность для одного клина, кВт (см. табл. 6.10); С а — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня (см. табл С р — коэффициент режима работы (см. табл С — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня. Зависимость Сот отношения расчетной длины ремня L к исходной длине Z o L/L o …..0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4 С а .........0,85 0,91 0,96 1 1,03 1,06 С г — коэффициент, зависящий от числа клиньев при z = 2÷3 С г = 0,95; при z = 4÷6 С г = 0,9; при z>6 С г = 0,85. Таблица 10. Значения Ро для поликлиновых ремней Обозначение сечения ремня Диаметр меньшего шкива мм [P] 0 , кВт, при скорости ремня v, мс 5 15 25 A (b 0 = 710 мм) 40 45 50 0,14 0,155 0,165 0,32 0,36 0,40 0,49 0,53 Л 1600 мм) 80 90 100 0,39 0,45 0,50 0,79 0,97 1,12 1,30 М = 2240 мм) 180 200 224 1,45 1,63 1,80 3,02 3,58 4,12 3,18 4,04 4,95 Пример 2. Рассчитать передачу клиновым ремнем нормального и узкого сечения, а также передачу поликлиновым ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя Р кВт при п = 2880 мин -1 Передаточное число передачи u=4,03, Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Передача предназначена для эксплуатации в центральных районах страны. Решение 1. Выбор сечения ремня. Для передачи мощности Р = 5,2 кВт при n 1 =2880 мин можно принять ремни обычного качества а) клиновой ремень нормального сечения А, класс 1; б) клиновой ремень узкого сечения SPZ, класс I; в) поликлиновой ремень сечения К. 2. Выбор диаметра d 1 меньшего шкива. а) Вращающий момент на ведущем валу Т Р = 9550·5,2/2880 = 17,4 Нм. б) Коэффициент С динамичности и режима работы при двухсменной работе С р = 1,1. Тогда Р С = 1,1·5,2 = 5,72 кВт. в) Диаметр d 1 меньшего шкива выбираем для ремней сечений A, SPZ, К соответственно d 1 = 100 мм d 1 = 71 мм d 1 = 80 мм. Для сравнения расчет передачи выполняем для всех трех типов ремней и результаты сводим в табл. 11. Таблица 11 Результаты расчета передач клиновыми ремнями нормального и узкого сечений и поликлиновыми ремнем Определяемая величина Результаты для ремней А SPZ К Расчетный диаметр d 1 меньшего шкива, мм 100 71 80 Высота h ремня, клина, мм 8 8 2,35 Скорость ремням с 15,1 10,7 12,1 Расчетные диаметр большего шкива, мм, при = 0,015 397 282 318 Принимаем d 2 мм 400 280 315 Фактическое передаточное число ф 4 4 Ориентировочное межосевое расстояние а, мм 283 201 220 Длина ремня L p . мм 1430 1007 1123 Принимаем L p , мм , из стандартного ряда 1600 1120 1120 Частота пробегов ремня , с 9,4 10,6 10,8 Допускаемая частота [U] пробегов ремня, с 20 20 30 Номинальное межосевое расстояние а ном мм 378 264 218 Угол обхвата ремнем меньшего шкив α 1 град 134,7 134,8 118,6 Минимально допустимый угол обхвата [α] 1 град 110 110 110 Минимальное межосевое расстояние а при 0,98 L p 360 252 205 Максимальное межосевое расстояние a max при 1,055 L p 425 297 254 Допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем или одним клином о, кВт 2,07 2,0 0,43 Базовая длина ремня о, мм 1700 1600 710 Поправочные коэффициенты а) коэффициент С а угла обхвата 0,87 0,87 0,80 б) при L p о 0,7 1,58 коэффициент C L длины ремня 0,98 0,93 1,08 в) коэффициент С передаточного числа 1,14 1,14 1,14 Допускаемая мощность Р, передаваемая одним ремнем или одним клином, кВт 1,82 1.67 0,39 Ориентировочное число z ремней или клиньев при С = 1 2,85 3,11 13,7 Коэффициент С числа клиньев 0,95 0,9 0,85 Число z ремней или клиньев 3 4 16 Допускаемое число [z] ремней пли клиньев 10 10 36 Ширина шкива В, мм 50 53 42 Ресурс ремней L h , ч при К = 2,5 и К = 1 5000 5000 — Сила предварительного натяжения ремней о, Н 395 493 459 Сила F n , Н, действующая на валы 729 910 789 Сравнение результатов расчета показывает, что меньшие размеры имеет передача поликлиновым ремнем. Устройства для натяжения ремня Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и кпд. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня F o , тем больше тяговая способность и кпд, но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется- Устройствами периодического действия, где ремень натягивается винтами. Ремень периодически подтягивается по мере вытяжки. Требуется систематическое наблюдение за передачей, иначе возможно буксование и быстрый износ ремня- Устройствами постоянного действия, где натяжение создаётся грузом, весом двигателя или пружиной. Часто натяжение происходит за счёт массы двигателя на качающейся плите. К таким устройствам относятся натяжные ролики. Натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным - Устройствами, автоматически регулирующими натяжение в зависимости от нагрузки с использованием сил и моментов, действующих в передаче. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге, который также является осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня 2F o равно окружной силе на шестерне и пропорционально передаваемому моменту. Передачи зубчатым ремнем Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах. Передача зубчатым ремнем работает по принципу зацепления (риса. Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении. Уменьшается влияние угла обхвата (межосевого расстояния) на тяговую способность, что позволяет уменьшить габариты передачи и реализовывать большие передаточные числа. Достоинства передач зубчатым ремнем 1. Постоянное передаточное число. 2. Малое межосевое расстояние. 3. Небольшие нагрузки на валы и подшипники. 4. Большое передаточное число (u < 12). 5. Низкий уровень шума и отсутствие динамических нагрузок вследствие эластичности ремня и упругости зубьев. Недостатки. 1. Сравнительно высокая стоимость. 2. Чувствительность к отклонению от параллельности осей валов. Применение Передачу зубчатым ремнем применяют как в высоконагруженных передачах (например, кузнечно-прессовое оборудование, используя ее высокую тяговую способность, таки в передачах точных перемещений (в связи с постоянством передаточного числа приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппаратура, робототехника и др. Рис. 16 Мощность, передаваемая зубчатым ремнем, до 200 кВт, скорость ремня до 60 мс, КПД передачи 0,94...0,98. В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни выпускают двух видов сборочные и литьевые. Сборочные ремни состоят из несущего слоя — металлокорда стеклокорда, резины и тканевого покрытия на зубчатой поверхности, свулканизированных водно целое. Отличаются от литьевых более высоким качеством. Литьевые ремни состоят из металлокорда, резины или полиуретана и не имеют тканевого покрытия. Металлокорд представляет собой стальные тросы диаметром 0,36 или 0,75 мм, стеклокорд — крученые нити диаметром 0,35...1,1 мм из стекловолокна. Зубья ремня имеют трапецеидальную форму с углом профиля γ = 50 0 ирис, б. Размеры ремня и параметры передачи зависят от модуля m — основной расчетной характеристики передачи (табл. 12 и 13). Таблица 12 Зубчатые ремни (выборка. Размеры в мм Модуль m p s h Н t 2 3 4 5 7 6,28 9,42 12.57 15,71 21,99 1,8 3,2 4.4 5,0 8,0 1.5 2,0 2.5 3,5 6,0 3,0 4,0 5,0 6,5 11,0 0,6 0,6 0,8 0,8 0,8 Таблица 13 Основные параметры передач с зубчатым ремнем (выборка) Модуль m 2 3 4 5 7 Число зубьев шкива Число зубьев ремня Ширина ремня b, мм 10 115 40 160 5... 20 10 120 40 160 12,5...50 14 120 48 250 20-100 14 120 48 200 25...100 17 120 56 140 40...125 Примечания 1. Длину L p ремня в шагах или число z p зубьев ремня выбирают из ряда 45, 48, 50, 53, 56. 60, 63, 67, 71, 75. 80, 85, 90, 100,105, 112, 115, 125, 130,140, 150, 160, 170, 180, 190,200, 210, 220, 235. 2. Расчетная длина ремня в мм L p = р. 3. Ширину b ремня выбирают из ряда 5, 8, 10, 12,5, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 63, 80, 100. 125, 160, 200 мм. Расчет передачи зубчатым ремнем Основной критерий работоспособности передачи — тяговая способность ремня, которую оценивают допускаемой приведенной удельной силой К (мм, передаваемой 1 мм ширины ремня. Значение К зависит от модуля m ремня m, мм 2 3 4 5 7 КН мм 5 9 25 30 32 Модуль ремня m и рекомендуемое число z 1 зубьев малого шкива в зависимости от передаваемой мощности Р и частоты вращения малого шкива n 1 , выбирают по табл. 14. Таблица 14. Рекомендуемый значения модуля m и числа z 1 зубьев шкива n 1 , мин -1 Значения m, мм (числитель) и z 1 (знаменатель) при передаваемой мощности Р, кВт 0,6 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 22 30 3000 3 16 3 16 3 16 3 16 4 20 4 20 4 20 4 20 5 20 5 20 5 20 7 26 1500 3 14 3 14 3 14 4 18 4 18 4 18 4 18 5 18 5 18 5 18 7 26 7 26 1000 3 12 3 12 4 16 4 16 4 16 4 16 5 18 5 16 5 16 7 24 7 24 7 24 750 3 12 4 16 4 16 4 16 5 16 5 16 5 18 5 16 7 22 7 22 7 22 7 22 Расчет передачи ведут по допускаемой удельной силе К [K] = [K] 0 /C p - qv 2 (48) где С р коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (табл. 7); qv 2 — центробежная сила, возникающая при прохождении ремнем шкивов здесь q — массам ремня шириной 1 мм, кг/(м·мм): m, мм 2 3 4 5 7 q, кг/(м·мм) 0,003 0,004 0,006 0,007 0,008 Таблица 15. Значения коэффициента C p для передач зубчатым ремнем от электродвигателей общепромышленного применения (выборка) Тип машины С р при числе смен работы 1 2 3 Легкие конвейеры, оборудование деревообработки Типографские машины, металлообрабатывающие станки Подъемные механизмы, текстильные машины Тяжелые конвейеры, оборудование резиновой промышленности 1,3...1,5 1,4...1,6 1,5...1,7 1,6...1,8 1,4...1,6 1,5.. .1,7 1,6...1,8 1,7..1,9 1,5...1,7 1.6...1,8 1,7...1,9 1,8...2.0 Примечание Меньшие значения С р при умеренных колебаниях нагрузки и возможных кратковременных перегрузках до 150%, большие — при значительных колебаниях нагрузки и перегрузках до 250%. Из условия тяговой способности необходимая ширина ремня b' > F t /[K], (49) где F t = l0 3 P/v — передаваемая окружная сила, Н. Здесь Р — кВт, v — м. Полученное значение b' уточняют b=b ’ /C b (50) Значения коэффициента С, учитывающего неполные витки троса у боковых поверхностей ремня b, мм <8 8...16 16...25 25 25...40 40...65 65...100 >100 С 0,7 0,85 0,95 1 1,05 1,10 1,15 1,2 Ширину b ремня принимают из стандартного ряда (табл. 13). Делительные диаметры шкивов d 1 =mz 1 ; d 2 = mz 2 , (51) где z 1 и z 2 — числа зубьев шкивов. Из условия долговечности ремня число зубьев меньшего шкива z 1 принимают не менее рекомендуемого (табл. 14). Межосевое расстояние передачи а принимают из условия a>0,5(d 2 + d 1 ) + (2...3)m (52) Длину ремня L p в шагах (число зубьев ремня) вычисляют по формуле, аналогичной формуле для определения длины ремня передачи плоским ремнем (53) где р — шаг ремня (см. табл. 11.1). Полученную длину р округляют до стандартного значения (см. табл. 13). Окончательное значение а при выбранной длине р ремня (54) Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с меньшим шкивом, (55) где α 1 — угол обхвата на меньшем шкиве. Из условия равнопрочности зубьев ремня на срез и тросов на растяжение рекомендуют [z] 0 > 6. При z 0 < [z] 0 увеличивают межосевое расстояние а или число зубьев z 1 Предварительное натяжение о в передаче необходимо для устранения зазоров в зацеплении и правильного набегания ремня на шкивы. Оно должно быть больше значения натяжения от центробежной силы, чтобы под действием последней не нарушалось зацепление ремня со шкивом F 0 = F y b+ qbv 2 , (56) где b — мм q — в кг/(м·мм); v — в мс F y — удельное натяжение, Н/мм: m, мм 2 3 4 5 7 F y , Н/мм 1,0 1,5 4,0 5,0 6,0 Сила, действующая на валы, направлена по линии центров передачи и равна F n = 1,1F t , (57) Средний ресурс зубчатых ремней в эксплуатации 2000 ч. Шкивы передач зубчатым ремнем Шкив передачи представляет собой зубчатое колесо (рис. 16), головки зубьев которого срезаны до диаметра, расположенного ниже делительной окружности делительная окружность шкива совпадает с нейтральным слоем ремня. Диаметры вершин шкивов рассчитывают с учетом действующей нагрузки и податливости металлокорда ремня для ведущего шкива d a1 =d 1 -2t + 0,2λF t z 1 /b, (58) для ведомого шкива d a2 =d 2 -2t + 0,2λF t z 2 /b, (59) где t — расстояние от впадины зуба ремня до осевой линии троса (табл. 12), мм λ — податливость металлокорда ремня шириной 1 мм на длине шага, мм m, мм 2 3 4 5 7 λ мм 0,0009 0,0014 0,0006 0,0008 0,0011 Ширина В шкива при ширине b ремня B = b + m (60) Зубья на шкивах нарезают специальными фрезами методом обкатки. Окружной шаг шкива по средней линии зубьев p Ш1 =π(d a1 -h ш )/z 1 и p Ш1 =π(d a2 -h ш )/z 1 (61) где ш — глубина впадины шкива |