Кинематика ременных передач.

 

w₁ n₁ D₂

u = = = (93)

w₂ n₂ D₁(1 - x)

 

Ветвь ремня, набегающая на ведущий шкиф, называется в е д у щ е й, а сбегающая в е д о м о й.

Дуга обода шкива, на которой он соприкасается с ремнем называется д у г о й о б х в а т а, а угол – у г л о м о б х в а т а - a₁.

 

D₂

a₁

O₁ O₂

D₁

 

a

 

Рис.18.2

 

 

Схемы ременных передач.

D2

n₁

D₁

n₂

а) открытая передача

 

Рис.18.3

n₂

D2

n₁

D₁

 

б) перекрестная передача

Рис.18.4

n₁ n₂

 

 

с натяжным роликом полуперекрестная

 

Рис.18.5 Рис.18.6

 

 

 

Многошкивная

 

 

 

 

Рис.18.7

 

 

Расчет клиноременной передачи.

Сечение ремня бывает:

а) нормальнoе Z; A; B;

б) узкое SPZ; SPA; SPB;

в) поликлиновое К, Л, М. см. табл. 5.4, табл. 5.5, [3] с.87, с. 286 [1].

Выбрать сечение ремня.

В зависимости от мощности Р, [кВт] передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения n, [об/мин].

табл. 5.2...5.4 [3] с.86

Самые ходовые сечения А и В. Сечения Z применять только для передач мощностью до 2 кВт.

2. Определить минимальный диаметр ведущего шкива d_p

Ряд 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500.

 

	Z	A	B
T1 [H^.мм]	<30	15...60	50...150
dmin,мм

 

3. Диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁u(1 - x) [мм] (94)

 

где x = 0,01...0,02 – коэффициент скольжения.

Полученное значение d₂ округлить до ближайшего стандартного.

 

4. Ориентировочное значение межосевого расстояния:

 

2(d₁ +d₂) ³а³0,55(d₁+d₂) [мм] (95)

 

5. Расчетная длина ремня:

 

p (d₂ - d₁)²

L = 2a + (d₁+d₂) + [мм] (96)

2 4a

Значение округлить до ближайшего стандартного.

 

6. Уточнить значение межосевого расстояния до стандартной длины:

а = 0,25[(L – W) + (L – W)² – 8y] [мм] (97)

p (d₂-d₁)²

где W = (d₁ +d₂); y =

2 4

 

7. Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

d₂ – d₁

a₁ = 180⁰ - 57⁰, a₁ ³ 120⁰

a

8. Скорость ремня:

pd₁n₁

u = £ [ u ] = 25 м/с (98)

60^.1000

 

9. Частота пробегов ремня:

u

u = £ [u] = 30 с^-1 (99)

L

10. Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем:

 

[P_n] = [P_o] C_P C_a C_L C_z (100)

 

где [P_o] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем (табл. 5.5 [3] с. 86);

C_z – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

 

Z		2 – 3	4 – 6	св. 6
Cz		0,95	0,9	0,85

 

C_P – коэффициент динамичности и режима работы,

C_P = 1,0,когда нагрузка спокойная,

C_P = 1,1 умеренные колебания нагрузки;

C_a = (yw) коэффициент угла обхвата

 

при

a
Ca	1,0	0,95	0,89	0,82

 

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (с. 79 [3])

11. Количество клиновых ремней:

P_ном

Z = (101)

[P_n]

где P_ном – номинальная мощность передаваемая ременной передачей.

 

12. Сила предварительного натяжения:

 

850 P_ном C_L

F_o = [H] (102)

Z^. u^.C_L^.C_P

 

13. Окружная сила:

P_ном^.10³

F_t = [H] (103)

u

14. Сила натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей:

 

F_t

F₁ = F₀ + [H] (104)

2z

F_t

F₂ = F₀ - [H] (105)

2z

 

15. Сила давления ремней на вал:

a₁

F_0n = 2F₀ Sin [H] (106)

 

 

Лекция 19.

Цепные передачи.

 

Ц е п н о й п е р е д а ч е й называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между параллельными валами при помощи звездочек и цепи.

Ц е п ь – многозвенная гибкая связь, которая служит для передачи движения.

 

Достоинства:

1. Они позволяют передавать вращение удаленным (до 8м) валам, а также приводить в движение одной цепью несколько валов;

2. Постоянство передаточного числа (отсутствие проскальзывания);

3. Радиальная нагрузка на валы в два раза меньше, чем в ременной передаче;

4. Высокое КПД h = 0,97.

5. Могут осуществлять передачу значительных мощностей (до нескольких тысяч киловатт);

6. Допускают скорости движения цепи до 35м/с;

7. Передаточное число до u = 10.

 

Недостатки:

1. Повышенная виброактивность и шум при работе вследствие пульсации скорости цепи и динамических нагрузок;

2. Интенсивный износ шарноров вследствие трения и трудностей смазки;

3. Вытягивание цепи вследствие износа шарниров.

 

Цепные передачи широко применяют в металлорежущих станках, в нефтяном, горном, транспортном, сельскохозяйственном машиностроении.

Исходной расчетной характеристикой всех цепей является шаг цепи t.

Приводные цепи бывают роликовые, втулочные, зубчатые и фасонно-звенные, первые три вида цепей стандартизованы. Цепь однорядная роликовая (рис.19.1) состоит из наружного звена, валиков 2, внутреннего звена, (состоящего из двух внутренних пластин 3, втулок 4, неподвижно закрепленных в отверстиях внутренних пластин и роликов 5, свободно одеваемых на втулки). Ролики, перекатываясь по зубьям звездочек, уменьшают их износ.

Втулочная цепь отличается от роликовой тем, что у первой нет роликов, а диаметр валиков и длина втулок несколько больше, благодаря чему при прочих равных условиях среднее давление в шарнирах втулочной цепи меньше. Втулочные цепи дешевле роликовых, но износостоикость их ниже.

Роликовые и втулочные цепи могут быть однорядными и многорядными.

На рис.19.2 показана двухрядная роликовая цепь, которая собирается из элементов однорядной цепи, за исключением валиков. Валики втулочных и роликовых цепей расклепывают, кроме валиков соединительного звена 1, с помощью которого пружинным замком или шплинтами соединяются концы цепи.

Согласно ГОСТ 13568 – 75, приводные роликовые и втулочные цепи для машин и механизмов изготовляют следующих типов:

ПРЛ – роликовые легкой серии;

ПР – роликовые нормальной серии;

ПРД – роликовые длиннозвенные;

ПРИ – роликовые с изогнутыми пластинами;

ПВ – втулочные.

Число рядов цепи указывается цифрой, которая ставится перед обозначением. Например: цепь ЗПР – 25,4 – 170,1 ГОСТ 13568 – 75.

Применение многорядных цепей значительно уменьшает габариты передачи в плоскости, перпендикулярной осям.

 

 

Рис.19.1

 

 

Рис.19.2

 

 

Расчет цепной передачи

(см. рис.19.3).

1. Шаг цепи:

2.

₃ T₁K_э

t ³ 2,8 [мм] (129)

Z₁[p]m

 

где T₁ – вращающий момент на ведущей звездочке;

Z₁ – число зубьев;

m – число рядов цепи;

Z_1min = 29 – 2u

K_э – коэффициент эксплуатации.

 

K_э = K₁^. K₂^. K₃^. K₄^. K₅^. K₆ (130)

 

K₁ = 1 – коэффициент динамической нагрузки при спокойной нагрузке,

K₁ = 1,2...1,5 – при толчках;

K₂ – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние (K₂ = 1 при а = (30...50)t; K₂ = 1,25 при а < 30t; K₂ = 0,9 при а < 50t);

K₃ – коэффициент, учитывающий способ смазки (K₃ = 0,8 при непрерывной смазке, K₃ = 1 при капельной, K₃ = 1,5 при периодической);

K₄ - коэффициент режима работы (односменная K₄ = 1, двухсменная K₄ = 1,25, трехсменная K₄ = 1,45);

K₅ – коэффициент, учитывающий наклон межосевой линии к горизонту (£70^o K₅ = 1; >70^o K₅ = 1,25);

K₆ – коэффициент монтажа передачи (передвигающие опоры K₆ = 1 при наличие нажимных роликов K₆ = 1,15, нерегулируемое натяжение K₆ = 1,25).

[P] допускаемое давление в шарнирах, выбирается по табл. в зависимости от скорости малой звездочки.

Окончательно принимаем ближайший больший стандартный шаг цепи.

3. Ориентировочно межосевое расстояние:

 

а = (30...50)t [мм] (131)

a_max £80t [мм] (132)

 

4. Делительные диаметры звездочки:

t

d₁ = [мм] (133)

Sin (180/z₁)

5. Число звеньев цепи:

D²

Z_ц = 2a_t + 0,5Z_S + (134)

a_t

а Z₂ - Z₁

где a_t =; Z_S = Z₁ + Z₂; D =

t 2p

 

Полученное число округляется до четного числа.

 

5. Длина цепи:

L = Z_цt [мм] (135)

 

6. Окончательное значение межосевого расстояния:

а = 0,25t [ Z_ц – 0,5Z_S + (Z_ц – 0,5Z_S)² - 8D² ] [мм] (136)

 

7. Средняя скорость цепи:

Z₁t n₁

u = [м/с] (137)

60^.1000

 

8. Проверочный расчет по давлению в шарнире:

 

F_t^.K_э

P = £ [P] (138)

m A_on

где Р – расчетное среднее давление в шарнире;

2Т

F_t = - окружная сила [H];

d

A_on – площадь проекции опорной поверхности шарнира;

[P] – допускаемое среднее давление в шарнирах (см. табл.7.18 [9]).

9. Силы, действующие на цепь:

2Т

окружная сила F_t = [H] (139)

d

натяжение от провисания ведомой ветви цепи

 

F_g = K_f g q a [H] (140)

 

K_f = 6 для горизонтальных передач,

K_f = 1 для вертикальных передач;

g – ускорение свободного падения;

 

q – масса 1м цепи;

а – межосевое расстояние [м].

Натяжение от центробежных сил

 

F_u = qu² [H] (141)

где q – масса 1м цепи.

 

10. Проверяем коэффициент запаса прочности:

 

S ³ [S]

 

Q

S = ³ [S] (142)

K₁ F_t + F_g + F_u

 

где [S] по табл. 7.19 [11]

 

 

11. Нагрузка на валы:

 

R = K F_t [H] (143)

 

где К = 1,15 для горизонтальной передачи,

К = 1,05 для вертикальной передачи.

 

 

 

 

 

Рис.19.3

 

Литература

1. Дунаев П, Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Изд. 6-е. М.: Высшая школа, 2000 – 447 с.

2. Решетов Д.Н. Детали машин. Изд. 4-е. М.: Машиностроение, 1989 – 496с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1991 – 432с.

4. Киркач Н.Ф. и Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. ч. 1 – Харьков: «Вища школа», 1988 – 136с.

5. Киркач Н.Ф. и Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. ч. 2 – Харьков: «Вища школа», 1988 – 142с.

6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979 – 351с.

7. Курсеитов С.И., Курсеитова Э. С. Расчет механических передач. Керчь, 2009 – 105с.

8. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин. М., 1988-640г.

9. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: 1988 – 416с.

 

© Сетибрам Исмаилович Курсеитов

Элина Сетибрамовна Курсеитова

 

 

Теория механизмов и машин и детали машин. Конспект лекций.

 

 

Тираж 100 экз. Подписано к печати

 

Заказ № ____ Объем 7,4 п.л.

 

Издательство «Керченский государственный морской технологический университет».

98309 г. Керчь, Орджоникидзе, 82