Зубчато-ременные передачи (рис. 6.2) сочетают в себе достоинства ременных и цепных передач: высокую нагрузочную способность и долговечность, компактность привода и сравнительно невысокие предварительные натяжения и нагрузки на валы и опоры, стабильность передаточного числа (u ≤ 12) при высоких окружных скоростях ремня (от 0,5 до 80 м/с), большой диапазон передачи мощности (от 0,2 до 500 кВт), высокое значение КПД (h = 0,95–0,99). Перечисленные достоинства способствуют широкому применению в различных областях машиностроения.
Промышленность выпускает ремни двух типов, с трапецеидальной формой зубьев (табл. 6.14) и с полукруглым профилем (табл. 6.15). Последний обеспечивает более равномерное распределение напряжений в ремне, плав
 |
ный вход зубьев в зацепление, возможность повышения нагрузок до 40%.
I увеличено
 |  |
Осевая линия троса
Рисунок 6.2 Зубчато-ременная передача
Проектировочный расчет. Основным критерием работоспособности передач с зубчатым ремнем является усталостная прочность зубьев ремня, испытывающих в основном деформацию сдвига, и их износостойкость.
Основным конструктивным параметром зубчато-ременной передачи является модуль m =t/p , где t — шаг ремня (табл. 6.14 и 6.15).
Последовательность проектирования передачи:
1. Значение модуля для заданной мощности Р1 и частоты вращения n1 ведущего шкива:
, (6.22)
где К = 35 для ремней с трапецеидальной формы зубьев и К = 25 — для полукруглой;
Р1 — номинальная мощность на ведущем валу, кВт;
n1 — частота вращения ведущего шкива, мин-1;
Сн — коэффициент нагрузки:
Сн = 1,3–1,7 — ленточные конвейеры,
Сн = 1,5–1,9 — цепные конвейеры, подъемные механизмы;
Сн = 1,8–2,2 — компрессоры, реверсивные приводы;
Сн = 2,0–2,5 — прессы, ножницы.
Меньшие значения при меньших перегрузках, большие — при перегрузках < 400%.
Полученное значение модуля округляют до стандартного (табл. 6.14 и 6.15).
2. Определяют число зубьев ведущего шкива z1 в зависимости от частоты его вращения и модуля в соответствии с рекомендациями табл. 6.16.
Число зубьев ведомого (большего) шкива
z2 = z1u.
Полученное значение округляют до целого числа и уточняют передаточное число передачи.
3. Вычисляют делительные диаметры (мм) шкивов, измеряемые по расположению осей металлических тросов.
4. Определяют скорость движения ремня, м/с:
= w1×d1/(2×1000).
5. Принимают (ориентировочно) межосевое расстояние a(мм) из условия
a < 0,5(d2 + d1).
6. Определяют длину ремня по формуле 6.6.
Число зубьев ремня определяют по формуле
. (6.23)
Число зубьев согласуется с табл. 6.17.
Окончательно длина ремня изменяется по формуле, мм:
(6.24)
Таблица 6.14
Основные параметры ремней с трапецеидальным профилем по ОСТ 38–05114
|
| ||||||||
| Параметры | Модуль ремня m, мм | |||||||
| 1,0 | 1,5 | 2,0 | 3,0 | 4,0 | 5,0 | 7,0 | 10,0 | |
| Шаг зубьев ремня t р, мм | 3,14 | 4,71 | 6,28 | 9,42 | 12,57 | 15,71 | 21,99 | 31,42 |
| Высота зуба h, мм | 0,8 | 1,2 | 1,5 | 2,0 | 2,5 | 3,5 | 6,0 | 9,0 |
| Толщина ремня H, мм | 1,6 | 2,2 | 3,0 | 4,0 | 5,0 | 6,5 | 11,0 | 15,0 |
| Наименьшая толщина зуба S, мм | 1,0 | 1,5 | 1,8 | 3,2 | 4,4 | 5,0 | 8,0 | 12,0 |
| Расстояние от оси троса до впадины ремня d, мм | 0,4 | 0,4 | 0,6 | 0,6 | 0,8 | 0,8 | 0,8 | 0,8 |
| Диаметр троса dT, мм | 0,36 | 0,65–0,75 | ||||||
| Угол профиля зуба 2g,° | 50° | 40° | ||||||
| Податливость витков каркаса ремня, 1×10-4 , мм2/Н | 7 | 8 | 9 | 14 | 6 | 8 | 11 | 16 |
| Линейная плотность ремня шириной 1 мм q×10-3, кг/м×мм | 2,0 | 2,5 | 3,0 | 4,0 | 6,0 | 7,0 | 8,0 | 11,0 |
| Допускаемая удельная сила W0, H/мм | 3,0 | 3,5 | 5,0 | 9,0 | 25,0 | 30,0 | 42,0 | 60 |
7. Вычисляют окончательное значение межосевого расстояния по формуле 6.16.
8. По формуле a1» 180°–57°(d2 – d1)/a определяют угол обхвата ремнем малого шкива.
9. Вычисляют число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с меньшим шкивом:
z0 = z1a1/360° > [z0]. (6.25)
Рекомендуется [z0] ³ 6. При z0 < [z0] увеличивают межосевое расстояние а.
10. Принимают допускаемую приведенную удельную окружную силу W0 в зависимости от модуля ремня по табл. 6.14.
11. Определяют допускаемую удельную окружную силу, приходящуюся на один мм ширины ремня, Н/мм:
, (6.26)
где Cp — коэффициент динамичности нагрузки и режима работы, принимают по рекомендациям, приведенным в табл. 6.5;
CF — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между проволоками троса вследствие технологических особенностей изготовления (при расчете принимают C F = 0,85);
Таблица 6.15
Основные параметры зубчатых ремней с полукруглым профилем ТУ 38–905560
| |||||||||
| Модуль m, мм | Шаг ремня tp, мм | Радиус профиля зуба R1, мм | Высота зуба h, мм | Толщина зуба Н, мм | Расстояние от оси троса до впадины d, мм | Податливость витков каркаса l×10-4, мм2/Н | |||
| 3 4 5 | 9,42±0,05 12,57±0,06 15,71±0,07 | 2,5–0,1 3,5–01 4,5–0,1 | 4,0–0,1 5,0–0,1 6,0–0,1 | 6,0–0,2 7,5–0,2 9,6–0,2 | 0,6±0,08 0,8±0,1 0,8±0,1 | 9 4 5 | |||
Таблица 6.16
Значение наименьших допустимых чисел зубьев ведущего шкива z1 в зависимости от частоты вращения n 1 и модуля m
| Частота вращения ведущего шкива n1, min-1 | Модуль m, мм | ||||
| 1,0 | 1,5 и 2,0 | 3,0 | 4,0 и 5,0 | 7,0 и 10,0 | |
| 750 1000 1500 3000 | - 13 14 15 | - 10 11 12 | - 12 14 16 | - 15 18 20 | 22 24 26 - |
12. Вычисляют передаваемую окружную силу, Н:
Ft = P1/q 
. (6.27)
13. Из условия тяговой способности определяют ширину ремня, мм:
, (6.28)
где q 2 — центробежная сила, возникающая при прохождении ремнем шкивов; здесь q — масса 1 м ремня шириной 1 мм, кг/(м×мм) (см. табл. 6.14).
Полученную ширину b зубчатого ремня округляют до стандартного значения (табл. 6.17).
Таблица 6.17
Рекомендуемые значения чисел зубьев шкива z2 при наибольшем передаточном числе umax, предельные значения чисел зубьев zp и ширины ремня b (ГОСТ 38–05114)
| Модуль ремня m, мм | 1 | 1,5 | 2 | 3 | 4 | 5 | 7 | 10 |
| Наибольшее число зубьев z2 шкива | 100 | 115 | 120 | 85 | ||||
| Наибольшее передаточное число umax | 7,7 | 10 | 11,5 | 12 | 8 | 8 | 6,67 | 4,7 |
| Предельные значения чисел зубьев ремня zp | 40–160 | 48–250 | 48–200 | 56–140 | 56–100 | |||
| Предельная ширина ремня b, мм | 3–12,5 | 3–20 | 5–20 | 12,5–100 | 20–100 | 25–125 | 40–150 | 50–200 |
| Примечания 1. Число зубьев ремня zp выбирают из ряда: 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 112, 115, 125, 130, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200, 210, 220, 235, 250. 2. Ширину ремня b выбирают из ряда. 3; 4; 5; 8; 10; 12,5; 16; 20, 25, 32; 40, 50; 63; 80; 100, 125; 160, 200. | ||||||||
14. Для устранения зазоров в зацеплении и правильного набегания ремня на шкивы определяют необходимое значение предварительного натяжения (H) ветвей ремня от центробежной силы:
Fo=1,2bq 2 (6.29)
15. Находят силу Fr действующую на валы и направленную по линии центров передачи:
Fr= (1–1,2)F t (6.30)
16. Определяют габарит шкивов: диаметр окружности вершин зубьев:
da = d+2d + с (6.31)
где d — расстояние от впадины зуба ремня до осевой линии троса, принимают d = 0,6 мм при m = 2–4 мм и d = 1,3 мм при m = 5–10 мм;
с — поправка, учитывающая податливость витков троса, принимают с = 0,08–0,18 мм при da = 50–500 мм;
диаметр (мм) окружности впадин зубьев
df = dа – 2hш, (6.32)
где hш — высота зубьев шкива, значение которой принимают в зависимости от модуля ремня по табл. 6.14 или 6.15.
Ширина зубчатого обода шкива, мм:
В = b + m .
Полученное значение округляют до стандартного по табл. 6.17. Некоторые рекомендации по конструкции и монтажу передачи зубчатым ремнем.
· для повышения равномерности распределения нагрузки между зубьями ремня наружные диаметры шкивов следует увеличивать на 0,05–0,2 мм (большие значения при больших модулях).
· для более плавного входа зубьев ремня в зацепление между ремнем и шкивом рекомендуется делать зазоры: боковой зазор f = (0,25–0,4) m и радиальные с = (0,25–0,35) m (большие значения при малых модулях).
· если требуемое межосевое расстояние а и выбранная длина Lp (содержащая целое число шагов) не соответствуют друг другу, то выбирают ремень большей длины и устанавливают натяжной ролик.
Диаметр натяжного ролика d p должен быть больше наружного диаметра малого шкива:
< 
.
Пример 6.4. Рассчитать передачу зубчатых ремней по данным примера 6.1.
1. Определяем значение модуля зубьев ремня по формуле (6.22):
где передаваемая мощность 
частота вращения ведущего шкива 
Коэффициент нагрузки для ленточного транспортера принимаем Сн = 1,5.
Принимаем ремень с трапецеидальной формой зубьев К = 35.
По табл. 6.14 примем модуль m = 7.
2. По табл. 6.16 принимаем число зубьев меньшего шкива z1 = 26, тогда число зубьев большего шкива
,
где 
Принимаем z3 = 73.
3. Расчетные диаметры шкивов:
4. Определяем скорость движения ремня
.
5. Ориентировочное межосевое расстояние
.
Принимаем 
.
6. Определяем длину ремня:
.
тогда число зубьев ремня 
.
По табл. 6.17 примем zp=85.
Окончательно длина ремня
.
7. Определяем межосевое расстояние по окончательно принятой длине ремня:
,
где 
;
8. Определяем угол обхвата ремнем малого шкива:
.
9. Определяем число зубьев ремня, находящихся в зацеплении
.
Условие 
соблюдается.
10. По табл. 6.14 принимаем допускаемую приведенную удельную окружную силу
11. Определяем допускаемую окружную силу, приходящуюся на 1 мм ширины ремня:
12. Определяем передаваемую окружную силу:
.
13. Определяем ширину ремня:
Принимаем b = 25 мм (табл. 6.17).
14. Определяем предварительное натяжение ветвей ремня для преодоления центробежной силы:
.
Сила, действующая на валы передачи:
.
Выводы: из рассмотрения результатов расчетов плоскоременной, клиноременной, поликлиновой и зубчатоременной передач по одинаковым исходным данным:
| Сравниваемые величины | Плоскоременная | Клиноременная | Поликлиновая | Зубчатоременная |
| Сила действующая на валы Fr,H | 1096 | 1820 | 2244 | 920 |
| Диаметры шкивов d1,мм d2,мм | 250 710 | 140 400 | 112 315 | 182 511 |
| Ширина ремня, мм | 63 | zw=5×17=85 | zt=21×4,8≈100 | 25 |
| Скорость ремня, м/c | 19,1 | 10,7 | 8,56 | 13,9 |
Дата: 2019-05-29, просмотров: 254.
