liveruiowa

ЛЕКЦИЯ 19 РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА И ЕЕ РАСЧЕТ 1 Назначение, область применения, типы ременных передач, материал и конструкция ремней. Порядок расчета ременной передачи. Назначение, область применения, типы ременных передач, материал и конструкция ремней. Ременная передача - механизм для передачи энергии между валами, как угодно расположенными в пространстве, с помощью шкивов и надетого на них с натяжением бесконечного ремня. Передача энергии осуществляется за счет сил трения между ремнем и шкивом.

• Расчет Передаточного Числа Шкивов Онлайн
• Как Определить Передаточное Число

Различают ременные передачи следующих видов(Рис 111,112,113); Достоинства ременных передач:. Возможность передачи крутящим моментом между валами, расположенными на относительно большом расстоянии.

Данная программа предназначена для проектирования шкива клиноременной передачи.

Плавность и бесшумность работы передачи. Предельность нагрузки, самопредохранение от перегрузки. Способность ремня передать определенную нагрузку, свыше которой происходит буксование (скольжение) ремня по шкиву.

1. Расчёт диаметра шкива клиноременной. Узнаем передаточное число 4500/1500 об/мин = 3.
2. Расчет Передаточного Числа Шкивов Программа. Расчёт диаметра шкива клиноременной передачи.

Возможность работы с высокими скоростями. Простота устройства, небольшая стоимость, легкость технического обслуживания. Недостатки ременных передач:. Громоздкость. Непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня. Повышение нагрузки на валы и подшипники. Невысокий КПД (0,92.0,94).

Необходимость защиты ремней от попадания. Необходимость защиты ремней от попадания воды. Электризация ремня и поэтому недопустимость работы во взрывоопасных помещениях.

Ременные передачи в основном применяются для передачи мощности до 50 кВт (зубчатыми до 200, поликлиновыми до 1000 кВт). ^ 1.2 Материал и конструкция ремней Приводной ремень должен обладать определенной тяговой способностью. Передавать заданную нагрузку без буксования и достаточной долговечностью. По материалу и конструкции различают несколько типов ремней: По форме поперечного сечения ремня различают плоскоременные и клиноременные, поликлиновые, круглые и зубчатые ремни. Типы ременных передач:1 - открытая; 2 - полуперекрестная; 3-угловая. 112 Схема ременной передачи ^ Рис. 113 Ременная передача с двумя ведомыми шкивами.

Рис 114 Типы ремней: 1 - плоский; 2 - клиновой; 3 - лоляклиновой; 4 - зубчатый. 1.2.1 Плоские ремни в поперечном сечении имеют форму прямоугольника шириной, значительно превосходящей толщину. Чем тоньше ремень, тем он гибче. Обычно выпускаются в виде лент (Рис 114). К стандартным плоским ремням относятся:.

Прорезиненные тканевые( ГОСТ 23831-79). Кожаные (ГОСТ 18679-73). Хлопчатобумажные, цельнотканевые (ГОСТ 6982-75). Прорезиненные ремни самые распространенные.

Их изготавливают трех типов: А,Б,В из бельтинговой ткани, свернутой слоями. Ширина прорезиненных ремней 20.1200, число прокладок 2.9, δ=1,252 мм. Прорезиненные ремни выпускают в виде длинных лент. Наибольшее распространение получили ремни типа А, как более гибкие. Передаточное число плоскими ремнями: U≤5. Допускаемая скорость V=5060.

1.2.2 Клиновые ремни в сечении представляют собой трапецию. Эти ремни благодаря клиновому взаимодействию со шкивами характеризуются повышенным сцеплением с ними и следовательно повышенной тяговой способностью. Рабочими поверхностями клинового ремня являются его боковые стороны, которыми он соприкасается с боковыми сторонами желоба шкива (Рис 114). Клиновые ремни изготавливают трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (вариаторные).

Клиновые ремни нормального сечения изготавливают из семи различных по размерам сечений: 0, А, Б, В, Г, Д, Е - (основные ремни в машиностроении) ГОСТ 1284-89. Клиновые ремни для привода с/х машин стандартизированы по ГОСТ 1281.1-89. Для автотракторных двигателей изготавливают вентиляторные ремни повышенной гибкости: ГОСТ 5813-76. Передаточное число U≤8, V≤25м/с.

1.2.3 Поликлиновые ремни - плоские ремни с продольными клиновыми выступами - ребрами на рабочей поверхности, входящими в клиновые канавки шкивов. Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней (U≤15, V≤80м/с) - гибкость и клиновых - повышенную сцепляемость со шкивами. 1.2.4 Круглые ремни имеют круглый профиль. Применяются для передачи небольшой мощности. Зубчатые ремни имеют по ширине ремня поперечные зубья, что повышает сцепляемость его со шкивами, уменьшает проскальзывание ремней и давление на опоры. Зубчатые ремни сочетают преимущества плоских ремней и зубчатых зацеплений. На рабочей поверхности ремней делают выступы (зубья), которые входят в зацепление с выступами (зубьями) на шкиве.

Зубчатые ремни устанавливают без предварительного натяжения, они работают без скольжения и бесшумно. По сравнению с обыкновенной ременной передачей значительно компактнее и имеют высокий КПД. Зубчатые ремни выпускают шириной: 5.380 мм, для передачи N=200 кВт и выше при V=80 м/с. Передаточное число зубчатыми ремнями может быт в пределах U=2030. Соответственно по форме поперечного сечения ремня различают: плоскоременные клиноременные, поликлиновые и круглоременные передачи.

^ 2 Расчет ременной передачи Сила натяжения ведущей ветви ремня F 1, сбегающей с ведомого шкива во время работы передачи, больше силы натяжения ведомой ветви его F 2, набегающей на ведомый шкив. Из диаграммы (эпюры) сил, возникающих в поперечном сечении ремня (Рис. Теория упругости скольжения ремня на шкивах разработана профессорами Н.И. Петровым и H.Б. По этой теории изменения сил натяжений происходит на дугах упругого скольжения, соответствующих углам β 1 β 2, которые меньше углов α 1 α 2 обхватов шкива ремнем.

Относительное скольжение ремня равно разности относительных удлинений ведущей ε 1 и ведомой ε 2 ветвей: ε = ε 1 – ε 2. ^ 2.1Окружная скорость ведущего и ведомого шкивов: Вследствие упругого скольжения ремня на шкивах: (289) 2.2 ^ Передаточное число (290) Величина относительного скольжения: ε = 0,010,02 (от типа ремня). Так как величина ε мала, то можно пользоваться формулами:. Передаточное число ремня в большинстве случаев принимается U≤4. ^ 2.3 Окружная сила Окружную силу на ведущем колесе, шкиве определяют по формуле: Рис 115 Напряжения в ремне работающей передачи Рис 116 Взаимодействие ремня со шкивом ^ 2.6 Сила давления на вал Сила давления Q на вал шкива равна геометрической сумме сил натяжений ветвей ремня (Рис.

Из параллелограмма следует (Рис. 120):, (294) где γ - угол между двумя ветвями ремня, град Из рис. 120 видно, что:, где α - угол меньшего шкива. Заменив γ через и приняв получим: (295) КПД при нормальных условиях работы в среднем для плоскоременных передач η=0,96, а для клиноременных передач η=0,95. ^ 2.7 Диаметр меньшего шкива плоскоременной передачи: Определяется по формуле:, (296) где d 1 - мм, N 1 - кВт, n 1 - об/мин, - рад/сек. Затем вычисленный диаметр меньшего вала проверяется по допускаемой скорости для ремня:.

(297) Диаметр d 2 большего шкива как для плоскоременной, так и для клиноременной передачи определяют по передаточному числу. Окончательно диаметры шкивов плоскоременной передачи согласовывают по ГОСТ 17383-83, а клиноременной передачи по ГОСТ 12843-85. 2.8 Угол обхвата ремнем меньшего шкива, α и γ в градусах; в радианах: Рис. 117 Скольжение ремня по неподвижному шкиву. ^ Рис 118 Дуги скольжения на шкивах. Следовательно, при определении угла в градусах:, (298) в радианах:; а ≥ 150° плоскоременные, а ≥ 120° кл иноременные, где а - межосевое расстояние передачи, мм., ^ 2.9 Межосевое расстояние ременной передачи Межосевое расстояние ременной передачи определяют конструкцией машины или ее привода: a ≥ 2d 1 +d 2.

Для клиноременной передачи: a = cd 2 где d 2 - диаметр большего шкива; c - числовой коэффициент, который принимают в зависимости от передаточного числа U по табл. Таблица 10 Зависимость коэффициента С от U. ^ 2.10 Расчетная длина ремней Расчетная длина ремней открытой плоскоременной передачи или клиноременной передачи: где d 2 d 1, затем длину ремня согласовывают с ГОСТом. При окончательно установленной длине l плоскоременной или клиноременной передачей действительное межосевое расстояние: (300) Диаметр натяжного ролика при d 1 a 1 и угол 2φ≥120°. Натяжной ролик устанавливают на ведомой, менее натянутой ветви ремня. При этом в меньшей степени снижается долговечность ремня от дополнительных перегибов на ролике и сам ролик получается легче, чем при установке его на ведущей ветви. Сила натяжения между ремнем и роликом: где угол φ определяют по чертежу передачи.

Вес груза рычага ролика (Рис. 122, 121):, (301) где размерами плеч l 1, l 2 задаются, мм. Расчет ремней. Ремни в соответствии с требованиями, предъявляемыми к ним, рассчитывают по тяговой способности на долговечность. Эти расчеты вполне обеспечивают требуемую прочность рассчитываемых ремней. Основным расчетом ремней считается расчет по тяговой способности.

Расчет ремней на долговечность производится как проверочный. Тяговая способность ремня характеризуется экспериментальными кривыми скольжения, которые строят следующим образом: по оси ординат откладывают относительное скольжение ремня, а по оси абцисс коэффициент тяги передачи (Рис 123): (302) С ростом нагрузки, упругое скольжение ремня увеличивается по закону прямой линии, при этом значительно увеличивается КПД передачи. Эта закономерность наблюдается до критического значения коэффициента тяги, соответствующего наибольшей допускаемой нагрузки на ремень. С увеличением нагрузки выше допустимой, дополнительно возникает проскальзывание ремня и суммарное скольжение быстро возрастает, сопровождаясь резким падением КПД передачи.

При предельном значении наступает полное буксование. Из кривых скольжения и КПД следует, что наивыгоднейшая тяговая способность ремня соответствует критическому значению тяги. Экспериментально установлено, что в среднем для плоских ремней: φ k=0,40,6; для клиновых: φ k=0,70,8.

Расчет плоских ремней по тяговой способности производят по допускаемому напряжению, которое определяют по кривым скольжения. Полезным напряжением ремня к площади поперечного сечения.

(303) Экспериментально установлено, что для открытой плоскоременной передачи при начальном напряжении в ремне, скорости и угле обхвата ремнем шкива допускаемое напряжение в соответствии с формулой: (304) Для долговечности ремня следует ориентироваться на большие значения числовых коэффициентов. Полезное допускаемое напряжение в действительных условиях работы:, (305) где С a - коэффициент угла обхвата; C ν - коэффициент скорости; C p - коэффициент режима; C 0 - коэффициент угла.

Полезная окружная сила и мощность передаваемые ремнем в условиях: или, кВт (306) Необходимая площадь сечения ремня: ' (307) При расчете ремней по тяговой способности требуется проверка их по запасу сцепления со шкивами:. (308) ^ 2.12. Расчет клинового ремня. Полезное допускаемое напряжение в действительных условиях работы: Полезная окружная сила и мощность, передаваемая в действительных условиях:;, (309) где Z - число ремней. Сила, действующая на вал клнноременной передачи: (310) ^ 2.13 Расчет ремней долговечность Так как пока нет метода расчета ремней на долговечность, учитывающие все влияния на факторы, то расчет ремней на долговечность обычно ограничи­вают проверкой частоты пробегов ремня на шкивах: (311) где n n - действительная частота пробега ремня, об/мин.; n n - допускаемая частота пробега ремня, об/мин. Для обыкновенных плоских ремней n n ≤5c -1. Для специальных быстроходных плоских и клиновых ремней: n n ≤10c -1, в особых случаях: n n ≤1020c -1.

Порядок расчета ременной передачи:. Определить диаметр меньшего шкива. Определить диаметр большего шкива. Уточняется передаточное число.

Выбор соответствующего типа ремня. Определить начальное напряжение в ремне. Определить дополнительное полезное напряжение.

Определить межосевое расстояние. Определить геометрическую длину ремня.

Владельцы данного ресурса не несут ответственности за действия пользователей, размещающих здесь информацию, охраняемую авторским правом. Игры гонки торрент без телефона. Мы оставляем за собой право потребовать у вас правоустанавливающие документы. Если Вы - обладатель авторских прав на материал, Вы можете связаться с нами через форму обратной связи и прекратить размещение его копий на всех страницах сайта.

Проверяем число пробегов ремня. Определить угол обхвата. Определить коэффициент скорости. Определить расчетное полезное напряжение. Определить нагрузку ремня. Определить площадь поперечного сечения. Определить размеры сечения ремня.

Окончательно выбираем тип ремня. Определяем силу, действующую на валы. Расчет ременной передачи. Рассчитать плоскоременную передачу от ассинхронного: на входной вал коробки скоростей токарного станка по следующим данным: Мощность двигателя N=7кВт; Частота вращения двигателя n 1=1440 об/мин; Передаточное число U=3. Пусковая нагрузка - до 130% номинальной, рабочая нагрузка изменяется в значительных пределах, наклон межосевой линии к горизонту 30°; натяжение ремня производится перемещением двигателя. Передача работает в сухом помещении, работа двухсменная.

Определяем диаметр меньшего шкива по уравнению профессора МЛ. Саверина: мм. Принимаем по ГОСТ 17383-72 d 1=180мм. Диаметр ведомого шкива при коэффициенте упругого скольжения ξ=0,01: Принимаем по ГОСТ 17383-72 d 2=500мм.

Уточняем передаточное число 4. Исходя из условий работы передачи, принимаем прорезиненный ремень типа В.

Определяем напряжения от начального натяжения ремня σ 0=1,8 Н/мм 2 и коэффициент а=2,5 Н/мм 2 и W=10 Н/мм 2. Для прорезиненного ремня принимаем отношение: и по таблице 8.3 17 допускаемое полезное напряжение равное σ t 0=2,25 Н/мм 2. Определяем межосевое расстояние: 8.

Геометрическая длина ремня: мм. Определяем число пробегов ремня: где 10. Определяем угол обхвата на малом шкиве: 1 1.

Расчет Передаточного Числа Шкивов Онлайн

Коэффициент угла обхвата: Скоростной коэффициент Определение коэффициента динамичности и режима работы С р =0,8 14. Определим коэффициент межосевого расстояния и способа регулирования С 0. Определим расчетное полезное напряжение: 16.

Нагрузка ремня: 17. Рассчитываем площадь поперечного сечения ремня: 18.0пределим размеры сечения ремня: ^ 2.16. Расчет клнноременной передачи Рассчитать клиноременную передачу к приводу центробежного насоса при следующих данных: Решение 1. Для рассчитываемой передачи примем клиновые ремни нормального сечения (ГОСТ 12843-80) сечением А (см. 2.0пределяем передаточное число 3. Диаметр меньшего шкива возьмем согласно рекомендации ГОСТ 1281.1-89 (табл.

Таблица11 Диаметр наименьшего шкива: Диаметр большего шкива при относительном скольжении ремня ε=0,02 определим. Этот диаметр соответствует ГОСТ 1281.1-89. 4.Определяем расстояние между центрами шкивов (Табл. 12):, где с=1,2 зависят от передаточного числа. Таблица12 Зависимость коэффициента с от передаточного отношения: 5. Определяем расчетную длину ремней (приблизительно): (312) По ГОСТ 1281.1-89 принимаем ремни сечением А с внутренней длиной l В=1180, расчетная длина которого. Условная длина этих ремней l 0=1700 мм (Рис.

123 Кривые скольжения ременной передачи. Рис 124 Определение типа ремня 6. Действительное межосевое расстояние, т.е. Соответствующее принятой длине ремней, по формуле: 7. Угол обхвата ремнем меньшего шкива: (314) что вполне приемлемо (для клиноременной передачи а ≥120°).

Скорость ремня: м/с. Число ремней Z определяем из расчета передачи по тяговой способности: (316) P 0=1,15 кВт - мощность, которую можно передать одним ремнем при α=π=180°, скоростиV=6,07 м/с и спокойной нагрузке (см.табл.

140 17), k g=1 - коэффициент динамической нагрузки и режима работы (табл. 132 17), k α - коэффициент, учитывающий угол обхвата (табл. 140) 17, k l =0,95 - коэффициент, учитывающий длину ремня (см. 142 17), (Табл.

13) k z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремня (Табл. Таблица13 Коэффициент динамической нагрузки ^ Таблица 14 Коэффициент угла обхвата 10.

Проверяем ремень на долговечность по частоте пробега в секунду, что вполне допустимо. Определяем давление на валы:,Н; σ 0=1,2 Н/мм 2 (напряжение от предварительного натяжения); А=81 мм 2 (площадь поперечного сечения); α=157° 12. Определяем размеры шкивов, приняв, что они изготовлены из чугуна СЧ12-28. Размеры канавок для ремней примем по ГОСТ 1284-89.

Как Определить Передаточное Число

5.4.1 Исходные данные. Рассчитать открытую клиноременную передачу по следу­ющим данным: P =5,5 кВт — мощность на валу ведущего шкива (номи­нальная мощность электродвигателя); n 1 =1445 мин –1 — число оборотов ведущего шкива; U = 3 — передаточное число; С — средний режим работы.

Работа в две смены. Срок службы привода L n= 20000 часов. Конструируемый шкив — ведомый. 5.4.2 Выбор сечения ремня.

Для заданных Р 1, = 5,5 кВт, n 1=1445 мин –1 по графику (см. 5.4) подходят ремни сечением Б с размерами (см. 5.1): W p= 14 мм; W =17мм; T 0 = 11 мм; площадь сечения А = 138 мм 2; масса 1 м длины ремня = 0,18 кг/м; минимальный диаметр шки­ва d min=125 мм. 5.4.3 Определение диаметров шкивов. С целью увеличения рабочего ресурса работы передачи принимаем d 1 d min. Из стандартного ряда (см.

5.2) бли­жайшее большее значение d 1= 140 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива: d 2 = d l = 140 3 = 420мм.

Ближайшее стандартное значение d 2= 400 мм. С учетом коэффициента относительного скольжения ε = 0,01 уточняем передаточное число: Отличие от заданного передаточного числа: что меньше допустимого отклонения 5%. 5.4.4 Межосевое расстояние ременной передачи: a min = 0,55( d 1 + d 2) + T о = 0,55(140 + 400) + 11 = 308 мм; a max = d 1 + d 2=140 + 400 = 540 мм. Принимаем промежуточное стандартное значение а = 420 мм. 5.4.5 Определяем расчетную длину ремня: Ближайшее стандартное значение по табл. 5.1: L = 1800 мм.

5.4.6 Уточняем межосевое расстояние: В данной формуле мм; мм 2. Принимаем а уточн= 460 мм. 5.4.7 Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3% (т.е. На 0,03 460 = 13,8 мм).

Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5% (т.е. 0,06 460 = 27,6 мм). 5.4.8 Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива: Минимальный угол охвата min для пере­дачи клиноременной должен быть равен 120°. 5.4.9 Для определения числа ремней определяем коэффи­циенты: угла обхвата С а= 0,91 (см. 5.6); длины ремня C L= 0,95 (см.

5.8, L = 1800 мм); режима работы С = 1,2 (см. 5.10, режим средний, число смен работы — две); чис­ла ремней C z= 0,95 (см. 5.4, приняв ориентировочно Z= 2.3). 9 находим номинальную мощность Р 0= 3,205 кВт, передаваемую одним ремнем сечением Б с расчетной длиной L = 2240 мм, при d 1= 140 мм, U = 2,89 и п 1 = 1445 мин –1. Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем: =2,31 кВт. Определяем число ремней: Принимаем число ремней Z = 3.

5.4.10 Окружная скорость ремней: м/с. Начальное натяжение каждой ветви одного ремня: H, где 0 = 0,18 — коэффициент центробежных сил (см. Силы, действующие на валы и опоры (см. 5.4.11 Средний рабочий ресурс принятых ремней: Т ср.ремн где = 200 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2 – 89); К 1 = 1 – коэффициент для среднего режима работы.

К 2 = 1 – коэффициент климатических условий. 5.4.12 Суммарное число ремней Z Σ, необходимое на весь срок службы привода L пр = 20000 ч (по заданию): 5.4.13 По результатам расчетов принят: Ремень Б — 1800 Ш ГОСТ 1284.1-80 —ГОСТ 1284.3-80.

5.4.14 Конструирование шкива Всоответствии с заданием необходимо сконструировать ведомый шкив. Для ремня сечением Б по табл.

5.12 выбираем размеры профи­ля канавок шкива: f = 12,5 мм; е = 19 мм; l p = 14 мм; h = 11 мм. С учетом того, что количество ремней Z =3, конструктив­но ширина шкива получается равной 63 мм (см. М= (п – 1)е + 2 f= (3 – 1)19 + 2 12,5 = 63мм. В соответствии с расчетом диаметр шкива d р= d 2 = 400 мм. Наружный диаметр шкива d e = d р+ 2 b. = 400 + 2 4,2 = = 408,4 мм.

Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 20 ГОСТ 1412-85. Толщина обода для чугунного шкива: (1,1.l,3) h ≈ ≈ 12,1.14,3мм. Принимаем δ = 14 мм. Внутренний диаметр обода шкива D 0=d p – 2∙ h – 2∙ δ = 400 – 2∙11 – 2∙14 = 350мм.

С =(1,2.1,3) δ. Толщина диска шкива С ≈ (1,2.1,3)14 = 16,8.18,2 мм. С учетом большой ширины шкива принимаем С = 40 мм. Вращающий момент на валу Тогда диаметр вала = (78) 23,1826, 49 мм. По конструктивным соображениям принимаем (прил.

1) d в = 50 мм. Диаметр ступицы для чугунных шкивов d ct ≈ 1,65∙50 = 82,5 мм. Принимаем d ct =90 мм. Длина ступицы l ст ≈ (1,2.1,5) ∙50 = 60.75 мм. По конструктивным соображениям принимаем длину сту­пицы равную ширине шкива (l ст = 63 мм). Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в дисках выполним 4 отверстия диаметром d o тв= 20 мм. Диа­метр окружности, на котором выполняем отверстия, прини­маем (по конструктивным соображениям) равным 216 мм.