4.Расчет зубчато-ременных передач

Преимущества:

• Возможность передачи мощности как на малые, так и на большие межос. расстояния.

• Нет трения : U = const

• Малая вытяжка ремней

• Невысокая предварит. натяжка ремней – малые нагрузки на валы, подшипники и т. д.

• Высокий постоянный КПД : ~ 98%

• Простота эксплуатации

• Небольшие габариты

• Мало шума

• Возможность передачи мощности от одного шкива на неск. при высоком передаточном отношении

• Возможность передачи больших окружных сил и скоростй, что позволяет уменьшить ширину шкивов и длину консольной части валов, снизив изгиб. моменты на опорах

Помимо этого обладают преимуществами (свойств. цепн.): низкая материалоемкость, плавность и бесшумность, простота обслуживания (отсутствие смазки) , способность самозащиты от пыли и образивных частиц, ввиду высокого давления в зоне работы ремня.

Передаваемая мощность : ~ 1000 кВт и выше

Окр. скорости : ~ 120 – 130 м/с

Передаточные отношения : ~ 30 и выше

Темп. режим : ~ от -80º до 120º

Расчет сводится к определению min-необходимой ширине ремня.

3. Предварительный выбор типа ремня.

Выбор геометрии рабочей части зубьев, модуля, шага зубьев осуществляется на основании диаграмм по исходным данным.

4. Геометрический расчет передачи

Отражает взаимосвязь основных геометрических параметров, к которым относятся диаметры вед/ведущ шкивов d1 и d2, межосевое расстояние a и длина ремня L.

Чаще всего : дано – d1, d2 и a – найти L, принять стандартным, откорректировать меж. расстояние. Возможна обратная задача.

Для практических расчетов рекомендуется таблично-диаграмный способ подбора чисел зуюьев шкивов и числа зубьев ремня и его длины при заданном меж. расстоянии.

Шкивы зуб-рем пер. относятся к общемашиностроительным деталям.

Пример расчета:

• Принимается min-допустимое количество зубьев для ведущего шкива z₁, соотв. зад. условиями эксплуатации передач.

• Принимается количество зубьев для ведомого шкива z₂ = z₁·U

(окр. до целого)

• Уточняем передаточное отношение U

• Определяем делительные диаметры шкивов d₁ = m·z₁ , d₂ = m·z₂ .

• Определяем min- межосевое расстояние a_min = 0,55·(d₁ + d₂) + H_p

Где Н_р – высота ремня.

• Определяем число зубьев ремня Z_p = 2∙a_min/t_p + (z₁ + z₂)/2 +f₁∙t_p/a_min ,

где f₁ = (z₁ + z₂)­­²/4∙π², t_p – шаг зубьев ремняОкруглить и принять стандартным.

• Уточняем меж. расстояние при принятом z_p :

a = [2∙z_p – (z₁ + z₂)]∙f₂∙t_p , где f₂ по табл (зависит от z₁, z₂, z_p)

• Угол обхвата ремнем ведущего шкива

α ₁ = 180º - 57º∙(d₁ + d₂)/aОпределяем число зубьев на дуге обхвата ведущего шкива (число зубьев в зацеплении ремень/ведущ. шкив)

z₀₁ = z₁∙ α₁/360º ( z₀₁ от 3 до 15 )Определяем ширину ремня

b_p= P₁∙k_t/P_t∙z₀₁ , где P₁ – мощность на веведущ. валу k_t – суммарный эксплуатационный коэффициент k_t = k₁ + k₂ + k₃

k₁ – коэф. учит. тип двигателя (из табл )

k₂ – коэф. учит. тип рабочей машины и оборудования (из табл )

k₁ – коэф. учит. передаточное отношение (из табл )

P_t – мощность переданная одним зубом ремня шириной 1мм в станд. Режиме [кВт/мм] ( из диаграммы)Количество зубьев в зацеплении z₀₁ желательно ≥ 6 . Если z₀₁ равно 5,4,3,2 то величина b_p умножается на соответственно 1,25;1,66;2,5;5.Полученное значение b_p округляется в большую сторону до стандартного

• Определяется сила, нагружающая валы

F_B = (1,1 … 1,15)∙F_t , где F_t = 2∙T/d