В современных приводах клиноременная передача имеет преиму­щественное распространение.

(12.25)

Принципиальные основы конструкции. В этой передаче (см. рис. 12.1 и 12.17) ремень имеет клиновую форму поперечного сечения и располагается в соответствующих канавках шкива. В передаче может быть один или несколько ремней. Несколько тонких ремней применяют взамен одного толстого для уменьшения напряжения изгиба.

Форму канавки шкива выполняют так, чтобы между ее основа­нием и ремнем был зазор А. При этом рабочими являются боко­вые поверхности ремня. В то же время ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра шкива, так как в этом случае кромки канавок быстро разрушают ремень.

Расчетным диаметром dp шки­ва является диаметр окружности расположения центров тяжести поперечных сечений ремня или нейтрального слоя при изгибе — ширина 6р. Все размеры, опреде­ляющие форму шкива (Я, Q>, Bu U Dp, dn), выбирают по соответству­ющим таблицам стандартов в за­висимости от размеров попереч­ного сечения ремня, которые так­же стандартизованы.

Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую спосо­бность передачи путем повышения трения. Положим, что вследст­вие натяжения ветвей ремня его элемент длиной Dl прижимается к шкиву силой DR (рис. 12.18). При этом элементарная сила трения, действующая в направлении окружной силы,

CLF= dF/= dJR//sin (ср/2).

В аналогичных условиях для плоскоременной передачи DF= DRf.

Сравнивая эти формулы, можно отметить, что в клиноременной передаче трение увеличивается с уменьшением угла клина ср. От­ношение

//sin (ср/2) =/' (12.27)

Называют приведенным коэффициентом трения. Для стандартных ремней угол Q> принят равным 40°. При этом

/'=//sin 20° «3/.

Клиновая форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в три раза. Дальнейшему увеличению сцепления путем уменьшения угла ср препятствует появление самозаклинивания рем­ня в канавках шкива. При самозаклинивании ремень испытывает дополнительный перегиб на сбегающих ветвях (рис. 12.19) и быст­рей разрушается от усталости.

Рис. 12.17

При определении угла профиля канавки шкива учитывают ниже­следующее. При изгибе на шкиве профиль ремня искажается: шири­на ремня в зоне растяжения уменьшается, а в зоне сжатия увеличи­вается. При этом угол профиля ремня уменьшается. Если ремень, деформированный таким образом, расположить в канавке шкива с углом, равным углу профиля недеформированного ремня, то давление р на его боковые грани распределится неравномерно (рис. 12.20). Долговечность ремня в этом случае уменьшится. В целях

Рис. 12.19

Рис. 12.20

Fi

Рис. 12.18

Выравнивания давления углы канавок делают меньше угла профиля ремня: чем меньше диаметр шкива, тем меньше угол канавки. По стандарту на размеры шкивов клиноременных передач канавки изготовляют с углами 34...40°.

Значительное увеличение трения позволяет сохранить нагрузоч­ную способность клиноременной передачи при существенно мень­ших углах обхвата по сравнению с плоскоременной передачей. В соответствии с формулами (12.12) при F0=Const тяговая способ­ность этих передач (сила Ft) будет оставаться постоянной при условии

(Zxf' = ОСцГ,

Где Ок и /' — угол обхвата и коэффициент трения клиноременной передачи; o^ и / — то же, для плоскоременной передачи. Имея в виду, что /'«3/, а по условию (12.25), 150°, получим

0^ = 0^/3 или 0^50°.

Для лучшего использования возможностей клиноременной пе­редачи на практике рекомендуется принимать аж^120° и в редких случаях до 70°. Такие допускаемые углы охвата а позволяют стро­ить клиноременные передачи с малыми межосевыми расстояниями А и большими передаточными отношениями а также передавать мощность от одного ведущего шкива нескольким ведомым (рис. 12.21).

Конструкция клинового ремня должна обладать достаточной гибкостью для уменьшения напряжений изгиба и в то же время иметь значительную продольную и поперечную жесткость. Приме­няют ремни с различной структурой поперечного сечения. Одно из типичных и наиболее распространенных сечений изображено на рис. 12.22. Слои шнурового (или тканого) корда 1 являются основным несущим элементом ремня. Они расположены в зоне нейтрального слоя Ьр для повышения гибкости ремня. Тканевая обертка 3 увели-

Рис. 12.21

Рис. 12.22

Чивает прочность ремня и предохраняет его от износа. Резина 2 как заполнитель объединяет ремень в единое целое и придает ему эластичность.

Клиновые ремни изготовляют в виде замкнутой бесконечной ленты. Для передач общего назначения по ГОСТ 1284.1 — 89 (см. также [22]) изготовляют шесть типов клиновых ремней Z(O)[29], А, В(Б), С(В), D(r), Е(Д), отличающихся размерами поперечного сече­ния. Размеры сечения соответственно увеличивают от типа Z(O) к Е(Д) (табл. 12.2 и рис. 12.17 и 12.22). В табл. 12.2 в качестве примеров приведены параметры только для ремней трех сечений.

Таблица 12.2 Сечение ремня А, мм Ь0, Мм Мм Ь> Мм MM А, м2 Я, Кг/м Min Max Z(0) 6 10 8,5 400 3150 63 47-10"6 0,06 А 8 13 11 560 4500 90 81 Ю"6 0,10 В(Б) 11 17 14 630 6300 125 138-Ю"6 0,18

Примечание. А — площадь сечения, Q — масса 1 м длины, /р — расчетная длина по нейтральному слою. Ряд длин /р, мм: 400, 450, 500,560, 630, 710, 800, 900, 1000,1120,1250,1400, 1600,1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550,4000,4500, 5000, 6000.

Методика расчета передач. Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней позволило определить допускаемую нагрузку для каждого типоразмера ремня, а расчет передачи свести к подбору типа и числа ремней по методике, изложенной в ГОСТ 1284.3 — 80[30].

1. Сечение ремня выбирают по графику рис. 12.23, где область применения данного сечения [например, В(Б)] расположена выше собственной линии и ограничена линией предыдущего сечения (на­пример, А).

2. По графикам рис. 12.24 ...12.26* определяют номинальную мощность PQ, передаваемую одним ремнем в условиях типо­вой передачи при а= 180°, /= 1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня, сре­днем ресурсе (см. ниже). Расчет выполняют по диаметру малого шкива dp 1. При выборе диамет­ров из числа стандартных следует учитывать, что при меньших диаметрах уменьшаются габариты передачи, но увеличивается чис­ло ремней.

Ряд расчетных диаметров Dp, мм: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200,

224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000 и далее по ряду RaAO.

3. По формуле (12.28) определяют мощность Рр, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи:

Pp=PoCaC/QCp, (12.28)

Где Са — коэффициент угла обхвата [а — по формуле (12.5)];

А, град... 180 170 160 150 140 130 120 110 100 90 80 70 Са 1 0,98 0,95 0,92 0,89 0,86 0,82 0,78 0,73 0,68 0,62 0,56

5000 s 3150 5 2000 ~ 1250 800

/1

3 « I 8

500 315 200

№

Сечение Е(Д)

SLl

2 3,15 5 8 12,5 20 31,5 50 80 125 200 400 Передаваемая мощность Р,, кВт Рис. 12.23

С/ — коэффициент длины ремня [косвенно учитывает частоту пробегов U — см. формулу (12.20)] по графикам рис. 12.27 (для других сечений см. таблицы ГОСТ 1284.3 — 80) [1р — по формуле (12.6) с учетом стандартной длины ремня и рекомендаций, приве­денных ниже].

Рекомендуемые межосевые расстояшн а:

/......... 1 2 3 4 5 6

Я....... 1,5<*р2 1,2^,2 Dp2 0,95^,2 0,94,2 0,854,2

С, — коэффициент передаточного отношения (рис. 12.28). Ср — коэффициент режима нагрузки:

Характер Нагрузки %

Значительные колебания 1,3...1,5 0,5

Умеренные колебания 1,1-1,3 1,0

1-1,2 2,5

Спокойная

Ударная или резко переменная

80.

80.

289

1,5.-1,7 0,25

Большая величина ггои двигателях типа поршневых. Подробнее см. ГОСТ 1284.3

Сечение ремня - А Р0, кВт базовая длина « 1700 мм 3,0 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 П, мин Рис. 12.25

4. Выполняя расчет, учитыва­ют следующие рекомендации:

А^120°(90°), *"<7(10), 2 (rf, + d2)^ А^ 0,55 {dx + d2)+К

(12.29)

Где h — высота поперечного сече­ния ремня;

Z=P/(PpCz), (12.30)

Сечение ремня-Z(0) Базовая длина - то мм

=63,мм

5000 п. мин'1

Рис. 12.24

Йр=63,мм

Сечение ремня-В(Б) р. кВт базовая дли на-220-0 мм Л,, мин''

J

200 J 00 т 500 600 Р0,кВт

Dp** 125

Где Р — мощность на ведущем валу передачи; С2 — коэффициент числа ремней — z:

2...3 0,95

4...6 0,9

>6 0,85

Z С2

Чем больше число ремней, тем трудней получить их равномерную загрузку. Неизбежные погрешности размеров ремней и канавок

		При
		I	>3	; Cj = 1,14

2,4 2,8 I

I 1,6 2,0 Рис. 12.28

Шкивов приводят к тому, что ремни натягиваются различно, появ­ляются дополнительные скольжения, износ и потеря мощности. Поэтому рекомендуют

6(8). (12.31)

5. Определяют силу предварительного натяжения одного ремня:

F0=09&5PCpCil(ZvCaCi)+Fv. (12.32)

Первый член формулы (12.32) следует из формулы для коэффициен­та тяги ф, где без учета корректирующих коэффициентов Ft=P/(Zv), А коэффициент тяги ср принят равным 0,6. Для передач с автомати­ческим натяжением (см. рис. 12.12) Fv = 0. При периодическом под­тягивании ремня Fv определяют по формуле (12.13), где «1250 кг/м3; А — по ГОСТу (см. также табл. 12.2); V — скорость ремня при расчетной частоте вращения.

6. По формуле (12.24) определяют силу, действующую на вал с учетом числа ремней Z и того, что сила F0 нагружает вал только в статическом состоянии передачи.

Ресурс наработки по ГОСТ 1284.2 — 89 для эксплуатации при среднем режиме нагрузки (умеренные колебания, см. рекомендации, приведенные выше) 7^=2000 ч. При других условиях

Т=ТъКхКъ (12.33)

Где К — коэффициент режима нагрузки (см. с. 289); К2 — коэф­фициент климатических условий: центральные зоны К2=1, зоны с холодным климатом К2=0,75.

Параметрами оптимизации для клиноременной передачи являют­ся: 1) тип ремня (с учетом числа ремней); 2) диаметры шкивов (с учетом долговечности); 3) межосевое расстояние (с учетом числа пробегов и его влияния на долговечность).

Пример расчета 12.1. Рассчитать клиноременную передачу, установленную в си­стеме привода от двигателя внутреннего сгорания к ленточному транспортеру: Pi = =8 кВт, п = 1240 мин"1, 3,5. Натяжение ремня периодическое, желательны малые габариты.

Решение. 1. По графику рис. 12.23 рекомендуют сечение ремня В(Б).

2. По графику рис. 12.26, учитывая условие задания по габаритам и рекомен­дацию (12.31), принимаем Dp = 160 мм и находим Ро«3,4 кВт.

3. Рассчитываем геометрические параметры передачи Dp2& 4>I,S= 160 • 3,5=560 мм, что соответствует стандартному значению (см. выше). При согласовании Dp до­пускают отклонение I до +4%, если нет других указаний в задании.

По рекомендации [формула (12.29)] предварительно принимаем D^Dp2 —560 мм. По формуле (12.6), /р « 2' 560 4- 0,5я (560 +160)+(560 — 160)2/(4 ■ 560)=2322 мм. По табл. 12.2 принимаем /р=2500 мм. По формуле (12.7) уточняем

2 • 2500 - п (560 -H 160)+' 2500 - тс (560 -H 160)]2 - 8 (560 -160)2

А—-------------------------------------------------------------------------------- = 654 мм.

8

По формуле (12.5), «=180 — 57(560—160)/654= 145° — в допускаемых пределах [см. рекомендации (12.29)].

4. По формуле (12.28) определяем мощность Рр, передаваемую одним ремнем. Здесь Са~«0,9 (см. выше); из рис. 12.27 С/®1; из рис. 12.28 С,«1,14; учитывая двигатель внутреннего сгорания и ленточный транспортер (нагрузка с умеренными толчками), принимаем Ср »1,2. При этом Рр = 3,4 • 0,9 • 1,14/1,2=2,9 кВт.

5. По формуле (12.30), число ремней z=8/(2,9 '0,95) «3 — условие (12.31) удов­летворяется.

6. По формуле (12.32) находим предварительное натяжение одного ремня при V=7Cdpi/Ii/60=7R0,16* 1240/60 = 10,4 м/с и /^=1250 138* 10"6,10,42 = 18,66 Н [см. формулу (12.13), табл. 12.2]. По формуле (12.32), Р0=0,85'8' 103' 1,2/(3' 10,4 0,9 х х 1,14) +18,66=274 Н.

7. По формуле (12.24), сила, действующая на вал при /7/2 = (180—а)/2=(180 — —145)/2 = 17°30', в статическом состоянии передачи Fr=2Fqz Cos (Fi/2)=2' 274 X X 3Cos 17°30' = 1568 H; при N = 1240 мин"1 Fr= 1568-2^2= 1568-2 • 18,66' 3 = 1456 H. В данном примере влияние центробежных сил мало.

8. Ресурс наработки ремней находим по формуле (12.33) при К = 1 и = 1: Т— Гго=2000 ч.