Допускаемые полезные напряжения в ремне

Располагая кривыми скольжения, определяют значение коэффициента тяги φ₀ (где начинается отклонение от пропорциональной зависимости). Из формулы расчета φ находят полезное допускаемое напряжение для испытуемой передачи

S = 1,2…1,4 – запас тяговой способности по буксованию.

Испытание ремней проходит на типовых стендах при некоторых типовых условиях (u=1; α=180º; v=10 м/с). Переход от значений к для проектируемой передачи производят с помощью поправочных коэффициентов, т.е.

=,

где C_α – коэффициент угла обхвата; Cv - скоростной коэффициент; Cp - коэффициент режима нагрузки; C₀ - коэффициент учета способа натяжения ремня и наклона линии центров передачи.

Формула для является общей для всех типов ременных передач. Но на практике в таком виде она используется только при расчете плоскоременных передач. Определяется ширина ремня «в»:

Поскольку используются опытные данные, то необходимость в специальном расчете на прочность отпадает.

Нагрузка на валы и опоры

Силы натяжения ветвей ремня передаются на валы и опоры. Равнодействующая нагрузка на вал шкива:

.

Обычно Fr(2…3)Ft. Это недостаток ременных передач. Для оценки Fr можно применять упрощенную формулу:

.

Погрешность составляет не более 5…7%.

Способы натяжения.

• Использование веса электродвигателя.

• Перемещение электродвигателя с увеличением межосевого расстояния.

• Использование натяжного ролика ( при малом «а»).

Клиноременная передача

Ремень имеет клиновую форму и располагается в канавке шкива. В передаче работает обычно несколько ремней, так как выгодно взамен одного толстого ремня применить несколько тонких. Рабочими являются боковые поверхности ремня. Ремень не должен выступать за пределы d_H. Расчетным диаметром является диаметр d_p расположения центра тяжести поперечных сечений ремня или нейтральный слой при изгибе на ширине «в_р». Обязателен зазор Δ между ремнем и основанием канавки.

При натяжении ветвей ремня его элемент прижимается к шкиву силой dR. Элементарная сила трения при этом составит (в направлении окружной силы)

т.к.

Для плоскоременной передачи в этом случае dF=dR·f. Сравнивая формулы, отмечаем, что в клиноременной передаче трение увеличено за счет угла клина φ . Имеем приведенный коэффициент трения:

. Для φ=40º .

Уменьшать далее угол φ нельзя из-за появления самозаклинивания ремня. (Канавки изготавливают на шкиве с углами 34…40º.)

Клиновые ремни изготавливают в виде замкнутой ленты. Для передач общего назначения по ГОСТ предусмотрено семь типов клиновых ремней, отличающихся размерами поперечного сечения.

Последовательность расчета клиноременной передачи

1. Дано: передаваемая мощность Р₁ и частота вращения n_1. Выбирается сечение ремня.

2. Определяется номинальная мощность Р₀ передаваемая одним ремнем для типовых условий.

3. По формуле рассчитывают мощность Р_р передаваемую одним ремнем для условий эксплуатации.

4. Определяют число ремней по формуле ; Cz <1 – коэффициент числа ремней.

5. Находят силу предварительного натяжения F₀.

6. Определяют силу, действующую на вал по формуле:

.

7. Рассчитывают ресурс наработки ,

где Тср = 2000 часов, К1 – коэффициент режима нагрузки; К2 – коэффициент климатических условий.

Цепные передачи

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки зацепляющейся за их зубья.

Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатые). Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, поэтому уменьшаются нагрузки на валы и опоры. Цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях. Имеют высокий КПД - η=0,96…0,98. Могут передавать мощность нескольким ведомым звеньям.

Цепные передачи не лишены недостатков:

• необходимость натяжных устройств для компенсации износа шарниров, влияющих на размер шага;

• требуют более высокой точности установки валов, чем клиноременные передачи, имеют более сложный уход – смазывание, регулировки;

• непостоянство скорости движения цепи, что вызывает колебания передаточного отношения (колебания небольшие).

Цепные передачи применяют для межосевых расстояний, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес (не обусловленных передаточным отношением) или при необходимости работы без проскальзывания, препятствующего применению ременных передач.

Современные цепные передачи применяют для диапазона мощностей от долей до нескольких тысяч киловатт.

, кВт ,

где Ft – окружная сила, Н; v – скорость цепи, м/с.

С помощью цепи можно передавать мощность от одного ведущего вала к нескольким ведомым. Скорость цепи вычисляют по формуле: ,

где z – число зубьев звездочки; n – частота вращения звездочки; Рц – шаг цепи.

Чем выше скорость цепи и частота вращения звездочки, тем больше износ, шум и динамические нагрузки. Обычно применяют тихоходные и среднескоростные передачи, когда v 15 (м/с), а частота вращения n 500 мин^-1. При быстроходных двигателях цепную передачу устанавливают после редуктора.

Передаточное отношение ; обычно i = 1…6(10). Потери в передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну дополнительно учитывают потери на перемешивание масла (η= 0,96…0,98).

Число зубьев звездочек. Минимальное число зубьев ограничивается износом шарниров, динамическими нагрузками, а также шумом передачи. Минимальное число зубьев звездочек (роликовых цепей) выбирают по эмпирической зависимости

Z1min = 29–2u 13.

Для высоких частот вращения Z1min=19…23; для средних– 17…19; при низких – 13…15. Максимальное число зубьев ограничивают величиной 100…120.

Предпочтительнее выбирать нечетное число зубьев звездочек, особенно малой, что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу (еще лучше выбирать число зубьев малой звездочки из ряда простых чисел: 13, 17, 19, 23).

ЛЕКЦИЯ №16