Шкивы изготовляют литыми, сварными или штампованными из чугуна СЧ15 (  < 30 м/с), модифицированного чугуна и стали 25Л (  < 45 м/с), алюминиевых сплавов (  < 80 м/с), из легированной стали. Известны сборные шкивы из стальных тарелок. Быстроходные шкивы требуют балансировки.

Расчет основных геометрических параметров передачи.

1.  Межосевое расстояние а (см. рис.6) для клиноременных передач определяют   по   аналогии   с   плоскоременной   передачей   [см.   формулу (1)]. Для нормальной работы клиноременной передачи рекомендуется принимать: 

                                                (13)

где D₁ и D₂— диаметры ведущего и ведомого шкивов.

Оптимальное межосевое расстояние а_отв зависимости от передаточно го числа и и диаметра большого шкива D₂следующее:

a_om/D₂.......1,5    1,22   1    0,95    0,9    0,85

и.................1       2        3    4        5       6 и более

2. Расчетную длину ремня L определяют по формуле (3), после чего округляют до ближайшей большей стандартной длины клинового ремня выбранного типа. Длину ремня определяют по линии, проходящей через нейтральный слой поперечного сечения ремня.

3. Диаметры шкивов D₁ и D₂. В клиноременнои передаче расчетными диаметрами  шкивов являются диаметры,  соответствующие  окружности расположения нейтрального слоя (см. рис.8 — диаметр D).

В отличие от плоскоременной передачи диаметр малого шкива (в дан ном случае D₁) не рассчитывают, а принимают по стандарту. Диаметр большого шкива D₂определяют, учитывая передаточное число по форму ле (5).

4. Наружный диаметр шкива определяют по формуле (см. рис.11, а)

                                                                            (14)

где D — расчетный диаметр шкива; п₀ — высота канавки над расчетной шириной ремня.

5. Ширина шкива (см. рис.11, а)

                                                                    (15)

где z — число ремней в передаче

---

; t — расстояние между осями клиновых канавок; b₁— расстояние между осью крайней канавки и ближайшим тор цом шкива.

Остальные размеры шкивов клиноременных передач рассчитывают как и для шкивов плоскоременных передач.

 

---

Основы теории расчета ременных передач. Силы и напряжения в ремнях, кривые скольжения и допускаемые полезные напряжения

Силы натяжения в ветвях ремня (F_o, F_x, F₂).

Для создания необходимого трения между ремнем и ободом шкива ре мень должен иметь достаточную силу начального натяжения F_o. Это дости гается предварительным натяжением ремня при монтаже или с помощью подвижной опоры. Чем больше F_o, тем выше тяговая способность переда чи. Но при большом начальном натяжении ремень получает и большую вытяжку, снижается его долговечность. Поэтому F_oвыбирают таким, чтобы ремень мог сохранить это натяжение достаточно длительное время, не по лучая большой вытяжки. Начальную силу натяжения ремня определяют по формуле

F_o= Аσ₀,                                                                        (16)

где А — площадь поперечного сечения ремня; с₀ — начальное напряжение в ремне.

Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одним и тем же усилием F_o(рис. 12, а)



 

 

 

Рис.12. Усилия в ветвях ремня: а — на холостом ходу; б — при передаче нагрузки

 

С приложением момента T₁ ведущая ветвь натягивается до значения F₁, натяжение ведомой ветви уменьшается до F₂(рис.12, б). Силы натяжения F₁ и F₂, можно определить из условия равновесия шкива

                                                          (17)

Отсюда

                                                      (18)

С учетом того, что окружная сила на шкиве

                                                                (19)

получим

---

                                                               (20)

Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна (независимо от того, нагружена передача или нет), то

                                                                    (21)

Из равенств (20) и (21) следует, что

                     (22)

         Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки F_t, но не вскрывают способности передавать эту нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером в виде

          .                                                                               (23)

         Решая совместно уравнения (17) и (23) с учетом (21), находим:

          .               (24)

         Формулы (24) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой F_tи факторами трения f и  . Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня F_o,при котором еще возможна передача заданной нагрузки F_t. Если , то начнется буксование ремня.

Можно установить по формуле (24), что увеличение значений f и   благоприятно сказывается на работе передачи. Эти выводы принимаются за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом. В первой передаче использован принцип искусственного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй – увеличивают угол обхвата   установкой натяжного ролика.

При обегании ремнем шкивов возникают центробежные силы F_v, которые отбрасывают ремень от шкива:

                                                                (25)

где   — плотность материала ремня, кг/м³; А = bδ  — площадь сечения ремня, м²; и — окружная скорость, м/с.

С учетом центробежной силы натяжения определяют по следующим формулам для холостого хода:

---

                                                                        (26)

для ведущей ветви

                                              (27)

для ведомой ветви

                                              (28)

        Натяжение F_vослабляет полезное действие предварительного натяжения F_o. Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

         Как показывает практика, влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно только при больших скоростях: v > 20 м/с.

Нагрузка на валы и опоры F_s.

Силы натяжения ветвей ремня Р_{и F₂, (за исключением силы F_v) пере даются на валы и опоры. Рассматривая параллелограмм сил (см. рис.12, б), находят равнодействующую сил

     (29)

где   — угол между ветвями ремня.

Поставим в выражение (29) вместо (F₁ + F₂) величину 2F₀[см. форму лу (21)]; получим

                                                   (30)

Выражение (30) можно преобразовать через окружную силу F_r. В этом случае можно считать, что для прорезиненных и кожаных ремней F_s>>2,5F_t); для хлопчатобумажных F_s>>3F_t); для шерстяных F_s >> 4F_t). Таким образом, на грузка на валы в 2,5—4 раза превышает окружную силу F_t, что является не достатком ременных передач.

Напряжения в ремне. При работе ременной передачи напряжения в различных сечениях по длине ремня неодинаковы. Изобразим эти напря жения отрезками соответствующей длины, проведя их перпендикулярно поверхности ремня. Получим эпюру суммарных напряжений (рис.13).



Рис.13. Напряжения в поперечных сечениях ремня

---

Смотрите также файлы

• Геологопоисковые работы на территории Коми асср.pptx

• Геймификация обучения образовательный.pptx

• Конспект для проведения занятия со слушателями Учебного пункта в группе профессиональной подготовки пожарный по дисциплине Экстренная психологическая помощь пострадавшим в чс.doc

• Методические указания к лабораторным работам д ля студентов направления 230700 Прикладная информатика.doc

• Направление подготовки 09. 03.docx