Передачей будем называть устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии от первой.

В зависимости от вида передаваемой энергии передачи делятся на механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п. В курсе деталей машин изучаются, в основном, механические передачи.

Механической передачей называют устройство (механизм, агре­гат), предназначенное для передачи энергии механического движения, как правило, с преобразованием его кинематических и силовых параметров, а иногда и самого вида движения.

Наибольшее распространение в технике получили передачи вращательного движения, которым в курсе деталей машин уделено основное внимание (далее под термином передача подразумевается, если это не оговорено особо, именно передача вращательного движения).

Классификация механических передач вращательного движения:

1. По способу передачи движения от входного вала к выходному:

1.1. Передачи зацеплением:

1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения - зубчатые, червячные, винтовые;

1.1.2. с гибкой связью - цепные, зубчато-ременные.

1.2. Фрикционные передачи:

1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные;

1.2.2. с гибкой связью - ременные.

2. По взаимному расположению валов в пространстве:

2.1. с параллельными осями валов - зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные;

2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые;

2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика.

3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплици­рующие (повышающие).

4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным (изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе) передаточным отношением.

5. По подвижности осей и валов: передачи с неподвижными осями валов - рядовые (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами).

6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые.

7. По конструктивному оформлению: закрытые и открытые (безкорпусные).

Главными характеристиками передачи, необходимыми для ее расчета и проектирования, являются мощности и скорости вращения на входном и выходном валах - P вх , P вых , w вх , w вых . В технических расчетах вместо угловых скоростей обычно используются частоты вращения валов - n вх и n вых . Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью w (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом:

Отношение мощности на выходном валу передачи P вых (полезной мощности) к мощности P вх, подведенной к входному валу (затраченной), принято называть коэффициентом полезного действия (КПД):

Отношение потерянной в механизме (машине) мощности (P вх - P вых) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь, который можно выразить следующим образом:

Следовательно сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице:

Для многоступенчатой передачи, включающей k последовательно соединенных ступеней, общий КПД равен произведению КПД отдельных ступеней:

Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач.

Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам:

усилие, действующее по линии движения на поступательно движу­щейся детали (например, на ползуне кривошипно-ползунного механизма) F=P/v , где P - мощность, подведенная к этой детали, а v - ее скорость;

аналогично, момент, действующий на каком-либо из валов передачи (редуктора, коробки передач, трансмиссии), T=P/w , где P - мощность, подведенная к этому валу, а w - скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения:

Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала), лежащей на диаметре D этого элемента будет равна:

При этом тангенциальную (окружную или касательную) силу можно вычислить по следующей формуле:

Передаточное отношение - это отношение скорости входного звена к скорости выходного звена, что для вращательного движения выразится сле­дующим образом:

где верхний знак (плюс) соответствует одинаковому направлению вращения входного и выходного звеньев (валов), а нижний - встречному.

Однако в технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения, поскольку оно не определяет нагрузки, действующие в передаче. В таких расчетах используется передаточное число, которое представляет собой абсолютную величину передаточного отношения:

В многоступенчатой передаче с последовательным расположением k ступеней (что чаще всего наблюдается в технике) передаточное число и передаточное отношение определяются следующими выражениями:

Среди множества разнообразных передач вращательного движения достаточно простыми конструктивно (по устройству) являются передачи с гибкой связью, принцип работы которых строится на использовании сил трения или зубчатого зацепления - это ременные передачи.

Ременная передача (рис. 2.1) состоит из двух или большего числа шкивов, насаженных на валы, участвующие в передаче вращательного движе­ния, и гибкой связи, называемой ремнем, которая охватывает шкивы с целью передачи движения от ведущего шкива ведомому (или ведомым) и взаимодействует с ними посредством сил трения или зубчатого зацепления.

Основную часть лекции посвятим фрикционным ременным передачам, поэтому далее под термином ременная передача, если это не будет оговорено особо, будем понимать именно фрикционную передачу.

Ременные передачи трением – наиболее старый и простой по конструкции вид передачи. Эти передачи и в настоящее время находят достаточно широкое применение, они широко применяются на быстроходных ступенях привода (передача вращения от электродвигателей к последующим механизмам). В двигателях внутреннего сгорания МГКМ ременные передачи применяются для привода вспомогательных агрегатов (вентилятор, насос системы водяного охлаждения, электрический генератор), а зубчатоременная передача применяется в некоторых автомобильных двигателях для привода газораспределительного механизма.

Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках.

Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

Классификация ременных передач:

1. По форме поперечного сечения ремня: плоскоременные (попе­речное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 2.1.а); клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б); поликлиноременные (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции рис. 2.1.г); круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга рис. 2.1.в); зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов).

2. По взаимному расположению валов и ремня: с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении – открытая передача (шкивы вращаются в одном направлении); с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях – перекрестная передача (шкивы вращаются во встречных направлениях); оси валов перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90°) – полуперекрестная передача.

3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: с одношкивными валами; с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала).

4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная , трех -, четырех - и многовальная передача.

5. По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

Рис. 2.2. Геометрия открытой ременной передачи.

Геометрические соотношения в ременной передаче рассмотрим на примере открытой плоскоременной передачи (рис. 2.2). Межосевое расстояние а – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D 1 (он, как правило, является ведущим) и D 2 (ведомый шкив). При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры d р1 и d р2 . Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня - 2g , а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива) a 1 . Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит

а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах допустимым является приближение g » sing , то есть

Используя это допущение угол охвата ремнем малого шкива можно представить в следующем виде

в радианной мере, или

в градусах.

Длину ремня при известных названных выше параметрах передачи можно подсчитать по формуле

Однако, весьма часто ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца известной (стандартной) длины. В этом случае возникает необходимость уточнять межосевое расстояние по заданной длине ремня

С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают

для плоского ремня ,

а для клинового – ,

где h p – высота поперечного сечения ремня (толщина ремня).

В процессе работы передачи ремень обегает ведущий и ведомый шкивы, чем короче ремень (чем меньше L p ) и чем быстрее он движется (чем больше его скорость V p ), тем чаще происходит контактирование его рабочей поверхности с поверхностью шкивов и тем интенсивнее он изнашивается. Поэтому отношение V p / L p (его размерность в системе СИ – с -1) характеризует долговечность ремня в заданных условиях его работы – чем больше величина этого отношения, тем ниже при прочих равных условиях долговечность ремня. Обычно принимают

для плоских ремней V p / L p = (3…5) с -1 ,

для клиновых - V p / L p = (20…30) с -1 .

Силовые соотношения в ременной передаче. Необходимым условием нормальной работы любой фрикционной передачи, включая ременные, является наличие сил нормального давления между поверхностями трения. В ременной передаче такие силы возможно создать только за счет предварительного натяжения ремня. При неработающей передаче силы натяжения обеих ветвей будут одинаковыми (обозначим их F 0 , как на рис 2.3.а). В процессе работы передачи набегающая на этот шкив ветвь ремня за счет трения ведущего шкива о ремень получает дополнительное натяжение (обозначим силу натяжения этой ветви F 1 ), в то время как вторая, сбегающая с ведущего шкива, ветвь ремня несколько ослабляется (её силу натяжения обозначим F 2 , см. рис. 2.3.б). Тогда, очевидно, окружное усилие, передающее рабочую нагрузку , но с другой стороны, как и для всякой передачи вращения (см. (2.8)), а для поступательно движущихся ветвей ремня можно записать , где P – мощность передачи, а V p средняя скорость движения ремня. Суммарное натяжение ветвей ремня остается неизменным, как в работающей, так и в неработающей передаче, то есть . Но по формуле Эйлера для ремня, охватывающего шкив, , где – основание натурального логарифма (e » 2,7183), f – коэффициент трения покоя (коэффициент сцепления) между материалами ремня и шкива (табл. 2.1), a – угол охвата ремнем шкива (определен выше).

С учетом высказанных соображений и используя известные соотношения нетрудно получить зависимость для вычисления оптимальной величины сил предварительного натяжения ремня

а из последнего, выражая тяговое усилие на ведущем шкиве в соответствии с (2.8), получим

где индексы «1 » указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи. Если величину предварительного натяжения ремня сделать меньшей по сравнению с представленным в выражении (2.19), то произойдет буксование (проскальзывание) ремня, и переданная на выходной вал мощность уменьшится до величины, соответствующей фактическому значению силы предварительного натяжения. Если же силы предварительного натяжения ветвей будут больше оптимальной величины, необходимой для передачи заданной мощности, то возрастёт относительная доля мощности, затраченная на упругое скольжение ремня по шкивам, что также приведет к снижению мощности на выходном валу передачи, то есть к уменьшению её КПД.

Аналогично, сила натяжения веду­щей ветви составит

Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (j) .

Таблица 2.1 Коэффициенты сцепления и коэффициент тяги для некоторых материалов ремней по стальному шкиву.

Коэффициент тяги характеризует качество работы передачи. Его оптимальное значение нетрудно найти, используя выражение (2.18),

Как видно из последнего выражения оптимальная величина коэффициента тяги не зависит ни от передаваемой мощности, ни от предварительного натяжения ремня, а только лишь от свойств фрикционной пары материалов, из которых изготовлены ремень и шкив, и от конструктивных параметров передачи . Численные значения j 0 для ремней из различ­ных материалов и угла охвата ремнем сталь­ного ведущего шкива, равного 180°, пред­ставлены в табл. 2.1.

Кинематика ременной передачи. Как показано выше сила натяжения ведущей ветви ремня существенно превышает силу натяжения свободной ветви (F 1 >F 2 ). Отсюда следует, что удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в зависимости от того, на какую его ветвь этот элемент в данный момент времени попадает. Изменение этой элементарной части ремня может происходить только в процессе ее движения по шкивам. При этом, проходя по ведущему шкиву (при переходе с ведущей ветви на свободную), эта элементарная часть укорачивается, а при движении по ведомому шкиву (переходя со свободной ветви ремня на его ведущую ветвь) – удлиняется. Изменение длины части ремня, соприкасающейся с поверхностью шкива, возможно только с её частичным проскальзыванием. Изложенные соображения позволяют сформулировать два важнейших следствия неодинаковой загрузки ведущей и холостой ветвей ремня:

Работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна.

Скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов.

Окружная скорость рабочей поверхности ведущего шкива всегда больше окружной скорости ведомого шкива (V 1 > V 2 ).

Отношение разности между окружными скоростями на рабочей поверхности ведущего и ведомого шкивов к скорости ведущего шкиве называют коэффициентом скольжения передачи (x).

где индекс «1 » соответствует ведущему, а индекс «2 » - ведомому шкивам.

Выражая в (2.23) линейные (тангенциальные) скорости рабочих поверхностей шкивов через угловую скорость и их радиус, нетрудно получить выражение, определяющее передаточное число ременной передачи через ее конструктивные параметры:

1 зона, где 0 £ j £ j 0 , эту область называют зоной упругого скольжения ;

2 зона, где j 0 £ j £ j max , её называют зоной частичного буксования ;

3 зона, где j > j max , эту область называют зоной полного буксования .

В зоне упругого скольжения коэффициент скольжения растет линейно с увеличением коэффициента тяги, одновременно возрастает и КПД передачи, достигая максимального значения при оптимальной величине коэффициента тяги j 0 . Дальнейшее увеличение коэффициента тяги приводит к частичному буксованию ремня, коэффициент скольжения растет нелинейно и намного интенсивнее по сравнению с 1 зоной, а КПД также нелинейно и интенсивно снижается. При достижении коэффициентом тяги величины j max наступает полное буксование передачи (ведомый шкив останавливается), величина скольжения становится равной единице, а КПД падает до нулевого значения.

Представленный выше анализ показывает, что наиболее благоприятной для работы передачи является область коэффициентов тяги, прилегающая к его оптимальному значению, поскольку именно в этой области передача обладает максимальным КПД. При этом величина упругого скольжения для разных типов ремней лежит в пределах 1…2%, а КПД для передачи плоским ремнем можно принять равным 0,95…0,97, клиновым или поликлиновым – 0,92…0,96.

Напряжения в ремне. Напряжения, возникающие в ведущей ветви ремня от действия рабочих нагрузок, нетрудно определить, разделив (2.20) на площадь поперечного сечения ремня A р ,

Кроме рабочих напряжений, обусловленных предварительным натяжением ремня и тяговым усилием, участвующем в передаче мощности от ведущего шкива к ведомому, в ремне возникают еще два вида дополнительных напряжений – изгибные и центробежные.

Изгибные напряжения возникают при изгибе ремня в момент огибания им шкивов, при этом наибольшая величина изгибных напряжений соответствует меньшему радиусу изгиба, то есть максимальные напряжения изгиба возникают в ремне при обегании меньшего (чаще всего являющегося ведущим) шкива. Учитывая последнее, на основе формул сопротивления мате­риалов получаем

где E – модуль упругости материала ремня (см. табл. 2.3), y 0 – расстояние от нейтрального слоя до наружного (растянутого) волокна ремня, D 1 – диаметр наименьшего шкива передачи. Принимая для плоского рем­ня y 0 = d / 2 , где d - толщина ремня, а для клинового - y 0 = (0,25…0,38)h , где h – толщина ремня, получаем:

для плоского ремня

а для клинового ремня

Таким образом, напряжения изгиба пропорциональны толщине ремня и обратнопропорциональны диаметру наименьшего из шкивов, работающих в передаче.

Часть ремня, прилегающая к шкиву участвует в круговом движении, что обусловливает действие на неё центробежных сил, вызывающих в ремне растягивающие напряжения. Напряжения от центробежных сил можно вычислить по простому соотношению

где r - средняя плотность материала ремня, а V р – средняя скорость движения ремня, обегающего шкив.

выражая скорость ремня через частоту вращения и диаметр наименьшего шкива, получим

Как видим, напряжения, вызванные в ремне действием центробежных сил, квадратично зависят как от частоты вращения наименьшего шкива, так и от его диаметра.

На внешней стороне ремня все три вида названных напряжений являются растягивающими и потому суммируются. Таким образом, максимальные растягивающие напряжения в ремне

Анализ реальных передач показывает, что напряжения от изгиба s и и от действия центробежных сил s ц обычно сравнимы и часто даже превосходят по величине напряжения от рабочей нагрузки s р . При этом следует учитывать, что увеличение s и не способствует повышению тяговой способности передачи, с другой стороны, эти напряжения, периодически меняясь, являются главной причиной усталостного износа ремней .

Расчет ременных передач основан на общей теории ременных передач и экспериментальных данных. При этом формула Эйлера и зависимость (2.31) непосредственно не используются, а влияние дополнительных напряжений s и и s ц на долговечность передачи учитывают при выборе её геометрических параметров (a , D 1 , a и др.) и допускаемых напряжений 0 и , используемых в расчете.

При проектном расчете диаметр малого шкива D 1 можно оценить по модифицированной формуле М.А. Саверина

где вращающий момент T 1 в Нм , диаметр малого шкива D 1 в мм , а эмпирический коэффициент K D для различных типов передач представлен в табл. 2.4. Получен­ный расчетом диаметр малого шкива увеличивается до ближайшего большего стандартного ли­нейного размера.

где F t – окружная сила, передаваемая ремнем, Н; s Ft – расчетное полезное напряжение, МПа; b и d - ширина и толщина ремня, мм. При этом допускаемое полезное напряжение определяется исходя из опытных данных, полученных при стандартном испытании ремня, с введением поправок на пространственное расположение передачи, угол обхвата на малом шкиве и скорость движения ремня (уменьшение сцепления центробежными силами), на режим работы передачи.

Обычно такой расчет предполагает минимальный срок службы передачи (ремня) 2000 ч. Однако, экспериментально установлено, что для ремней не удается установить предел неограниченной выносливости, а ресурс ремня, выраженный числом пробегов за срок службыN , связан с наибольшим напряжением, вычисленным по зависимости (2.31), соотношением

Вводя в рассмотрение число пробегов ремня в секунду при постоянном режиме нагружения и u » 1 (a = 180° ), нетрудно получить выражение для определения срока службы ремня T 0 в часах работы

где z ш – число шкивов, огибаемых ремнем. Формулы (2.34) и (2.35) получены при диаметре малого шкива D 1 = 200 мм , u » 1 (угол охвата малого шкива a = 180° ) и s 0 = 1,2 МПа. Опытные значения коэффициентов C и m для некоторых типов ремней представлены в табл. 2.5.

Особенности конструкции, работы и расчета клиноременных и поликлиноременных передач. Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение, а поликлиновые – выполненную в форме сочленённых основаниями клиньев рабочую часть (рис. 2.5). Угол клина для обоих видов ремней одинаков и составляет 40°. На шкивах такой передачи выполняются соответствующие сечению рабочей части ремня канавки, называемые ручьями. Профили ремней и ручьёв шкивов контактируют только боковыми (рабочими) поверхностями (рис. 2.6). В клиноременных передачах для снижения изгибных напряжений часто применяют комплект из нескольких ремней (2…6), работающих параллельно на одной паре шкивов. размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального сечения (Z, A, B, C, D, E, E0), у которых b 0 /h»1,6 , и 4 – узкого сечения (YZ, YA, YB, YC), у которых b 0 /h»1,25 . Ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца, поэтому их длина тоже стандартизована.

таким образом, ремень со шкивом образуют клиновую кинематическую пару, для которой приведенный коэффициент трения f* выражается зависимостью

где f – коэффициент трения между контактирующими поверхностями ремня и шкива, а j - угол между боковыми рабочими поверхностями ремня. После подстановки в (2.36) фактического значения угла j получаем, что f*=2,92 f , то есть при одном и том же диаметре ведущего шкива несущая способность клиноременной передачи будет примерно втрое выше по сравнению с плоскоременной. Поэтому, если в плоскоременных передачах рекомендуют угол охвата меньшего шкива a ³ 150° , то в клиноременных - a ³ 120° и допускается даже a = 75…80° . Последнее обстоятельство позволяет использовать 1 ремень для передачи вращательного движения от одного ведущего нескольким ведомым шкивам (например, в автомобильных ДВС используется ременный привод одним ремнем водяной помпы в системе охлаждения, электрогенератора и вентилятора).

Проектный расчет клиноременных передач выполняется достаточно просто методом подбора, поскольку в стандартах указывается мощность, передаваемая одним ремнем при определенном расчетном диаметре меньшего шкива и известной средней скорости ремня или частоте вращения шкива.

Изложенная лекция, как и предыдущая, состоит из двух частей, первая из которых посвящена общим вопросам проектирования механических передач. В этой части лекции представлены основные параметры, характеризующие всякую механическую передачу, и показана связь между ними.

Во второй части лекции изложены теоретические основы расчета ременных передач, их геометрические, кинематические и силовые характеристики, представлены соотношения связывающие различные параметры ременных передач между собой. Более полные сведения о ременных передачах можно найти в учебной и технической литературе.

1. Какое устройство можно назвать механической передачей?

2. Какие основные параметры характеризуют механическую передачу?

3. В чем заключается разница между передаточным отношением и передаточным числом?

4. Что означает коэффициент полезного действия, коэффициент потерь, какова их сумма?

5. В чем разница между угловой скоростью и частотой вращения, в каких единицах они измеряются?

6. Как связаны скоростные и нагрузочные параметры прямолинейного и вращательного движения?

7. Как связаны тангенциальная сила и вращающий момент, ею создаваемый?

8. Что называют ременной передачей?

9. Какие виды ремней используются в ременных передачах?

10. Назовите основные геометрические параметры ременной передачи.

11. Каковы соотношения между силами натяжения ветвей ремня в ременной передаче - при неработающей передаче, в процессе работы?

12. Что характеризует коэффициент тяги ременной передачи?

13. Какие показатели ременной передачи непосредственно влияют на величину оптимального коэффициента тяги?

14. Что характеризует коэффициент скольжения ременной передачи?

15. Как определить точное значение передаточного числа ременной передачи?

16. Как меняется коэффициент скольжения и КПД с ростом коэффициента тяги?

17. Какие силы создают напряжения в ремне при работе ременной передачи?

18. Какие процессы, происходящие в ремне при работе передачи, ответственны за его усталостный износ?

19. Как выполняется проектный расчет плоскоременной передачи?

20. По какому критерию выполняется проверочный расчет ременной передачи?

21. Назовите основные особенности поперечного сечения клинового и поликлинового ремней?

22. Почему передача клиновым ремнем имеет большую несущую способность по сравнению с плоскоременной?

23. По каким критериям выполняется проектный расчет клиноременной передачи?

Передача механической энергии, осуществляе­мая гибкой связью за счет трения между ремнем и шкивом, называется ременной. Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шки­вов, расположенных на некотором расстоянии друг от друга и огибаемых приводным ремнем (рис. 182). Чем больше напряжение, угол обхвата шкива ремнем и коэффициент трения, тем больше передаваемая нагруз­ка. В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные (рис. 183, I), клиноременные (рис. 183, II) и круглоременные (рис. 183, III). Наибольшее распространение в машиностроении получили плоские и клиновидные ремни. Плоские ремни испытывают минимальное напряжение изгиба на шкивах, клиновидные благодаря клиновому воздействию со шкивами характеризуются повышенной тяго­вой способностью. Круглые ремни применяют в небольших машинах, на­пример в машинах швейной и пищевой промышленности, настольных станках и приборах.

Рис. 182

Рис. 183

К достоинствам ременных передач относятся: возможность передачи вращательного движения на большие расстояния (до 15 м): простота конст­рукции и малая стоимость; плавность хода и безударность работы; легкость ухода и обслуживания.

Однако ременные передачи громоздки, недолговечны в быстроходных механизмах, не позволяют получать постоянного передаточного отношения из-за проскальзывания ремня, создают повышенные нагрузки на валы и опоры (подшипники), так как суммарное натяжение ветвей ремня значи­тельно больше окружной силы передачи. Кроме того, во время эксплуата­ции ременной передачи не исключена возможность соскакивания и обрыва ремня, поэтому эти передачи нуждаются в постоянном надзоре.

Типы плоскоременных передач

В зависимости от расположения осей шкивов и назначения различаются следующие типы плоскоременных передач:

• открытая передача - при параллельных осях и вращении шкивов в одном направлении (рис. 184, I);
• перекрестная передача - при параллельных осях и враще­нии шкивов в противоположных направлениях (рис. 184, II);
• полуперекрестная передача - при перекрещивающихся осях (рис. 184, III);
• угловая передача - при пересекающихся осях (рис. 184, IV); передача со ступенчатыми шкивами (рис. 184, V), позволяющая изменять угловую скорость ведомого вала при постоянной скорости ведущего. Ступени шкивов располагаются так, чтобы меньшая ступень одного шкива находилась против большей ступени другого и т. д. Для изменения скорости ведомого шкива ремень перекидывают с одной па­ры ступеней на другую;
• передача с холостым шкивом (рис. 184, VI), позволяющая остановить ведомый вал при вращении ведущего. На ведущем валу насажен широкий шкив 1, а на ведомом два шкива: рабочий 2, который соединен с ва­лом при помощи шпонки, и холостой 3, свободно вращающийся на валу. Ре­мень, связывающий шкивы, можно на ходу перемещать, соединяя шкив 1 со шкивами 2 или 3, соответственно включая или выключая ведомый вал;
• передача с натяжным роликом, обеспечивающая автома­тическое натяжение ремня и увеличение угла обхвата ремнем меньшего шкива (рис. 184, VII).

Рис. 184

Плоскоременная передача проста по своей конструкции, применяется при больших межосевых расстояниях (до 15 м) и высоких скоростях (до 100 м/с) при пониженной долговечности.

Клиноременная передача

В клиноременной передаче гибкая связь осуществляется приводным ремнем трапецевидного сечения с углом профи­ля? равном 40° (в недеформированном состоянии). По сравнению с плос­ким ремнем клиновидный ремень передает большие тяговые усилия, но пе­редача с таким ремнем имеет пониженный КПД.

Клиноременные передачи целесообразно использовать при больших пе­редаточных отношениях, малых межосевых расстояниях и вертикальном расположении осей валов. Скорость ремней клиноременной передачи не должна превышать 30 м/с. В противном случае клиновидные ремни будут вибрировать.

Клиновидные ремни для приводов общего назначения стандартизирова­ны ГОСТ 1284.1-89.

При монтаже клиноременной передачи особое внимание обращают на пра­вильность III установки клиновидного ремня в канавке обода шкива (рис. 185).

Рис. 185

Детали ременных передач

Приводные ремни . Любой при­водной ремень служит тяговым органом. Он должен обладать определенной тяговой способностью (передавать заданную нагрузку без пробуксовывания), иметь достаточную прочность, долговечность, износостойкость, хорошее сцепление со шкивом и невысокую стоимость.

Плоские ремни изготовляют раз­ной ширины, конструкции и из раз­личных материалов: хлопчатобу­мажных, прорезиненных, шерстя­ных тканей и кожи. Выбор материа­ла для ремней обусловлен условия­ми работы (атмосферные влияния, вредные пары, температурные из­менения, ударные нагрузки и т. п.) и тяговой способностью. Приводные ремни (прорезиненные) стандарти­зированы.

Клиновидные ремни бывают двух типов: кордтканевые и кордшнуровые. В кордтканевых ремнях (рис. 186, I) корд выполнен в виде нескольких слоев кордткани с основой в виде крученых шнуров толщиной 0,8-0,9 мм. В кордшнуровых ремнях (рис. 186, II) корд состоит из одного слоя кордшнура, намотанного по винтовой линии и заключенного в тонкий слой резины для уменьшения трения. Эти ремни используются в быстро­ходных передачах и являются гибкими, надежными и долговечными.

Рис. 186

Примечание. Корд - прочная крученая нить из хлопчатобумажного или искусствен­ного волокна.

В последние годы в отечественном машиностроении все больше стали при­менять зубчатые (полиамидные) ремни. Эти ремни сочетают в своей конструк­ции все преимущества плоских ремней и зубчатых зацеплений (рис. 187). На рабочей поверхности ремней 4 имеются выступы, которые входят в зацепле­ние в выступами на шкивах 1,2 и З. Полиамидные ремни пригодны для высо­коскоростных передач, а также для передач с небольшим межосевым рассто­янием. Они допускают значительные перегрузки, очень надежны и прочны.

Рис. 187

Концы ремней соединяют склейкой, сшивкой и металлическими соединителями. Склейку однородных ремней (кожаных) осуществляют по косому срезу на длине, рав­ной 20...25-кратной толщине ремня (рис. 188, I), а слойных ремней - по ступенчатой поверхности с числом ступеней не менее трех (рис. 188, II). Места соединения прорезинен­ных ремней после склеивания вулканизиру­ют.

Сшивку применяют для ремней всех типов. Она производится посредством жиль­ных струн или ушивальниками-ремешками из сыромятной кожи (рис. 188, III). Более со­вершенной и надежной считают сшивку встык жильными струнами с наклонными проколами (рис. 188, IV).

Рис. 188

Механические соединители применяют для всех ремней, кроме быстро­ходных. Они позволяют осуществить быстрое соединение, но увеличивают его массу (рис. 188, V). Особенно хорошую работу обеспечи­вают шарнирные соединения проволочными спиралями (рис. 188, VI). Спи­рали продевают через ряд отверстий, и после прессования они обжимают ремень. Шарнир создается в результате совмещения спиралей и продевания через них оси.

Шкивы . Для плоских ремней наиболее приемлемой формой поверх­ности шкива является гладкая цилиндрическая поверхность (рис. 189,I).

Рис. 189

Для центрирования ремня поверхность ведомого шкива делают выпук­лой, а ведущего - цилиндрической (при v <= 25 м/с оба шкива делают вы­пуклыми).

Для клиновидных ремней рабочей поверхностью служат боковые сторо­ны клиновых канавок (рис. 189, II) в ободе шкивов. Число и размеры этих канавок определяются профилем ремня и числом ремней.

Шкивы выполняют литыми из чугуна, алюминиевых сплавов, пластиче­ских масс и сварными из стали. Чугунные шкивы бывают цельными и разъ­емными, состоящими из двух половин, которые у обода и втулки скрепля­ются болтами. Разъемные шкивы можно легко снимать с вала, не поднимая вал с подшипников.

Обычно клиноременная передача представляет собой от­крытую передачу с одним или несколькими ремнями. Рабочими поверх­ностями ремня являются его боковые стороны.

По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи обла­дают большей тяговой способностью, имеют меньшее межосевое рас­стояние, допускают меньший угол обхвата малого шкива и большие пе­редаточные числа (и < 10). Однако стандартные клиновые ремни не до­пускают скорость более 30 м/с из-за возможности крутильных колебаний ведомой системы, связанных с неизбежным различием ширины ремня по его длине и, как следствие, непостоянством передаточного отношения за один пробег ремня. У клиновых ремней большие потери на трение и на­пряжения изгиба, а конструкция шкивов сложнее.

Клиноременные передачи широко используют в индивидуальных приво­дах мощностью до 400 кВт. КПД клиноременных передач η = 0,87 ... 0,97.

Поликлиновые ременные передачи не имеют боль­шинства недостатков, присущих клиноременным, но сохраняют достоин­ства последних. Поликлиновые ремни имеют гибкость, сравнимую с гиб­костью резинотканевых плоских ремней, поэтому они работают более плавно, минимальный диаметр малого шкива передачи можно брать меньшим, передаточные числа увеличить до и < 15, а скорость ремня - до 50 м/с. Передача обладает большой демпфирующей способностью.

Клиновые и поликлиновые ремни. Клиновые приводные ремни выполняют бесконечными резинотканевой конструкции трапецеидально­го сечения с углом клина φ 0 = 40°. В зависимости от отношения ширины b а большего основания трапеции к ее высоте h клиновые ремни бывают нормальных сечений (b 0 /h = 1,6, см.); узкие (b 0 /h= 1,2); широкие (b 0 /h =2,5 и более; применяют для клиноременных вариаторов).

В настоящее время стандар­тизованы клиновые рем­ни нормальных сече­ний, предназначенные для при­водов станков, промышленных установок и стационарных сель­скохозяйственных машин. Ос­новные размеры и методы контроля таких ремней регламентированы ГОСТ 1284.1-89. Ремни сечения Е0 применяют только для действующих машин и установок. Стан­дартные ремни изготовляют двух видов: для Умеренного и тропического климата, работаю­щих при температуре воздуха от минус 30 до плюс 60 °С, и для холодного и очень холодного климата, работающих при температуре от ми­нус 60 до плюс 40 °С. Ремни сечений А, В и С для увеличения гибкости могут изготовляться с зубь­ями (пазами) на внутренней поверхности, полу­ченными нарезкой или формованием (рис. 6.9, в).

Клиновые ремни (рис. 6.9, а, 6) состоят из резинового или резинотканевого слоя растяже­ния 1, несущего слоя 2 на основе материалов из химических волокон (кордткань или кордшнур), резинового слоя сжатия 3 и оберточного слоя прорезиненной ткани 4. Сечение ремня кордтканевой (а), кордшнуровой (б) конструк­ции показаны на рис. 6.9. Более гибки и долго­вечны кордшнуровые ремни, применяемые в быстроходных передачах. Допускаемая скорость для ремней нормальных сечений v < 30 м/с.

Технические условия на ремни приводные клиновые нормальных се­чений регламентированы ГОСТ 1284.2-89, а передаваемые мощности - ГОСТ 1284.3-89.

Кроме вышеуказанных приводных клиновых ремней стандартизова­ны: ремни вентиляторные клиновые (для двигателей автомобилей, трак­торов и комбайнов) и ремни приводные клиновые (для сельскохозяйст­венных машин).

При необходимости работы ремня с изгибом в двух направлениях применяют шестигранные (сдвоенные клиновые) ремни.

Весьма перспективны узкие клиновые ремни, которые пе­редают в 1,5-2 раза большие мощности, чем ремни нормальных сече­ний. Узкие ремни допускают меньшие диаметры малого шкива и работа­ют при скоростях до 50 м/с; передачи получаются более компактными. Четыре сечения этих ремней У0 (SPZ), УА (SPA), УБ (SPB), УВ (SPC) заменяют семь нормальных сечений.

Узкие ремни обладают повышенной тяговой способностью за счет лучшего распределения нагрузки по ширине несущего слоя, состоящего из высокопрочного синтетического корда. Применение узких ремней значительно снижает материалоемкость ременных передач. Узкие ремни пока не стандартизованы и изготовляются в соответствии с ТУ 38 605 205-95.

Следует отметить, что в клиноременных передачах с несколькими ремнями из-за разной длины и неодинаковых упругих свойств нагрузка между ремнями распределяется неравномерно. Поэтому в передаче не рекомендуется использовать более 8...12 ремней.

Поликлиновые ремни (см. рис. 6.1, г) представляют собой бесконечные плоские ремни с ребрами на нижней стороне, работающие на шкивах с клиновыми канавками. По всей ширине ремня расположен высокопрочный синтетический шнуровой корд; ширина такого ремня в 1,5-2 раза меньше ширины комплекта ремней нормальных сечений при одинаковой мощности передачи.

Поликлиновые ремни пока не стандартизованы; на основании нор­мали изготовляют три сечения кордшнуровых поликлиновых ремней, обозначаемых К, Л и М, с числом ребер от 2 до 50, длиной ремня от 400 до 4000 мм и углом клина φ 0 = 40°.

По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи облада­ют значительно большей тяговой способностью за счет повышенного сцепления, обусловленного приведенным коэффициентом трения f " между ремнем и шкивом.

Как известно из рассматриваемой в теоретической механике теории трения клинчатого ползуна,

f "= f sin(a /2),

где f - коэффициент трения на плоскости (для прорезиненной ткани по чугуну f = 0,3); a - угол профиля канавки шкива.

Приняв a = φ 0 = 40°, получим

f " = f sin20°=3 f .

Таким образом, при прочих равных условиях клиновые ремни способны передавать в три раза боль­шую окружную силу, чем плоские.

Расчет передачи с клино­выми ремнями. Расчет проводят из условий обеспечения тяговой способности и долговечности ремней; он основан на тех же предпосылках, что и расчет плос­коременных передач.

Расчет ремней выполняют с помощью таблиц, содержащих номинальные мощности, передаваемые одним ремнем в зависимости от сече­ния ремня, расчетного диаметра малого шкива, его частоты вращения и передаточного числа (расчетный диаметр шкива клиноременной передачи соответствует положению нейтрального слоя ремня, установленного в канавке шкива; см. диаметр d p на рис. 6.14).

Проектный расчет клиноременной передачи начинают с вы­бора сечения ремня по заданной передаваемой мощности и часто­те вращения малого шкива с помощью графиков (рис. 6.10). При мощно­стях до 2 кВт применяют сечение Z, а сечение ЕО - при мощностях свы­ше 200 кВт.

ремня............ Z А В С D Е УО УА УБ УВ

d min , мм......... 63 90 125 200 355 500 63 90 140 224

Следует помнить, что вышеприведенные значения расчетных диа­метров малого шкива обеспечивают минимальные габариты передачи, но с увеличением этого диаметра возрастают тяговая способность и КПД передачи, а также долговечность ремней. При отсутствии жестких требо­ваний к габаритам передачи расчетный диаметр d 1 малого шкива следует принимать больше минимально допустимого значения. Диаметр d 2 боль­шого шкива определяют по формуле

d 2 =ud 1 ,

где и - передаточное число передачи; полученное значение округляют до ближайшего стандартного размера.

Расчетные диаметры шкивов клиноременных передач выбирают из стандартного ряда (мм):

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

v = πd 1 n 1 / 60 ,

где d 1, n 1 - расчетный диаметр и частота вращения малого шкива.

В ходе дальнейшего расчета находят все геометрические параметры передачи.

Межосевое расстояние а предварительно определяют по условию

0,55(d 1 + d 2) + h2(d 1 + d 2) ,

где h - высота сечения ремня. Следует помнить, что с увеличением ме­жосевого расстояния долговечность ремней увеличивается.

Расчетная длина ремня L p вычисляется по формуле, приве­денной в § 6.1, и округляется до ближайшей стандартной длины из ряда (для сечения В) (мм): 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2120; 2240 и т. д. до 6300. Затем по формуле, приведенной в § 6.1, опре­деляют окончательное межосевое расстояние а в зависимости от приня­той стандартной расчетной длины ремня.

Угол обхвата а, на малом шкиве вычисляется по формуле,

приведенной в § 6.1.

Мощность Р р, передаваемая одним ремнем, рассчитывается по

Р p = Р o С a С L /С p ,

где Р о - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем (для ремней сечения В находится по табл. 6.2; для других сечений - по таблицам ГОСТа).

С а - коэффициент угла обхвата:

а° 1 ............. 180 160 140 120 90

С а................ 1,0 0,95 0,89 0,82 0,68

C L - коэффициент длины ремня, зависящий от отношения принятой длины L ремня к исходной длине L Р, указанной в стандарте:

L/L p .......... 0,3 0,5 0,8 1,0 1,6 2,4

C L ............. 0,79 0,86 0,95 1,0 1,1 1,2

(подробная таблица значений C L приведена в стандарте); С р - коэффици­ент динамичности и режима работы; ориентировочно принимается как для плоскоременных передач, см. § 6.2 (подробная таблица значений С р приведена в стандарте).

Дальнейший расчет клиноременной передачи сводится к определе­нию числа ремней z по формуле

где Р - передаваемая мощность на ведущем валу; C z - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте, вводится при z > 2:

z..................... 2-3 4-6 >6

С z ................... 0,95 0,90 0,85

Во избежание значительной неравномерности распределения нагруз­ки между ремнями не рекомендуется в одной передаче использовать бо­лее 8 ремней нормального сечения и 12 узких ремней; число ремней мел­ких сечений не следует брать больше 6.

R = 2F 0 z sin(a 1 /2), где F o - натяжение ветви одного ремня; a 1 - угол обхвата малого шкива.

Величину F 0 натяжения ветви одного ремня вычисляют по формуле

F 0 =(0,85РС р С z)/zνC a + θν 2

где v - окружная скорость ремня; θ- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил:

Сечение ремня.... Z А В С D E E0

θ, Н*с 2 /м 2 0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9 1,5

Передачи с узкими и поликлиновыми ремнями рассчитывают по ана­логичной методике. Таблицы мощностей, передаваемых одним узким ремнем и поликлиновым ремнем с 10 ребрами, имеются в учебных посо­биях по курсовому проектированию деталей машин.

При расчете поликлиновых ремней определяют число ребер z по формуле

z =10P/P p

где Р - передаваемая мощность на ведущем валу; Р р - мощность, пере­даваемая ремнем с 10 ребрами.

Расчет долговечности клиновых ремней нормальных сече­ний установлен ГОСТ 1284.2-89. Средний ресурс L h ср ремней в эксплуатации для среднего режима работы устанавливается 2000 ч. При легких, тяжелых и очень тяжелых режимах работы расчетный ре­сурс вычисляют по формуле

L hp = L h ср K 1 K 2

где К 1 - коэффициент режима работы, равный: для легкого режима - 2,5; для тяжелого режима - 0,5; для очень тяжелого режима - 0,25; К 2 - коэффициент, учитывающий климатические условия эксплуатации, рав­ный: для районов с холодным и очень холодным климатом - 0,75; для остальных районов - 1,0.

Режим работы для конкретных машин устанавливают по ГОСТу. Так, например, для станков с непрерывным процессом резания (токарные, сверлильные, шлифовальные) режим работы полагается легким; для фре­зерных, зубофрезерных станков режим работы полагается средним; стро­гальные, долбежные, зубодолбежные и деревообрабатывающие стан­ки работают в тяжелом режиме; очень тяжелый режим работы полага­ется для подъемников, экскаваторов, молотов, дробилок, лесопильных рам и др.

Просмотр: эта статья прочитана 23721 раз

Pdf Выберите язык... Русский Украинский Английский

Краткий обзор

Полностью материал скачивается выше, предварительно выбрав язык

Механизмы с гибкими звеньями

Для передачи движения между сравнительно далеко расположенными друг от друга звеньями применяют механизмы, в которых усилие от ведущего звена к ведомому передается с помощью гибких звеньев. Передачи с гибкими звеньями применяются в качестве силовых в машинах общего и специального машиностроения (при мощностях до 50 кВт, передаточных чисел до 10, при окружных скоростях до 30 м/с), а также в приборах и аппаратах точной механики (для устройств вычерчивания кривых, регистрирующих приборов, шкальных механизмов и т.п.).

В качестве гибких звеньев применяются: ремни, шнуры, канаты разных профилей, провод, стальная лента, цепи различных конструкций.

Передачи с гибкими звеньями могут обеспечивать постоянное и переменное передаточное отношения со ступенчатым или плавным изменением его величины.

Для сохранности постоянства натяжения гибких звеньев в механизмах применяются натяжные устройства: натяжные ролики и пружины, противовесы и т.п.

Виды передач:

1 По способу соединения гибкого звена с остальными:
фрикционные;

• с непосредственным соединением;
• с зацеплением.

2 По взаимному расположению валов и направлению их вращения:

• открытые;
• перекрестные;
• полуперекрестные.

Ременные передачи

Принцип действия и классификация

Передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего эти шкивы. Нагрузки передается за счет сил трения, возникающих между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего.

В зависимости от формы поперечного перереза ремня различают передачи:

• плоскоременную;
• клиноременную;
• круглоременную.

Преимущества:

• возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м и более);
• плавность и бесшумность работы;
• защита механизмов от колебаний нагрузки вследствие упругости ремня;
• защита механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня;
• простота конструкции и эксплуатации (передача не требует смазки).

Недостатки:

• повышенные габариты (при равных условиях диаметры шкивов в 5 раз больше диаметров зубчатых колес);
• непостоянство передаточного отношения вследствие проскальзывание ремня;
• повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанное с большим предварительным натяжением ремня (в 2-3 раза больше, чем у зубчатых передач);
• низкая долговечность ремней (1000-5000 часов).

Область применения

Ременные передачи применяют преимущественно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях. Передача передает мощность до 50 кВт. В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают на быстроходную степень, как менее нагруженную.

В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции сократилось. Плоские ремни новой конструкции (клепочные из пластмасс) получают распространение в высокоскоростных передачах. Круглые ремни применяются только для малых мощностей: в приборах, бытовых машинах и т.п.

В случае отсутствия устройства автоматического натяжения ремень вытягивается, возникает проскальзывание.

Силы в зацеплении

• сила натяжения рабочей ветви;
• сила натяжения холостой ветви;
• окружная сила;
• сила предварительного натяжения;
• центробежная сила;
• сила от изгиба ремня.

Критерии трудоспособности и расчета ременных передач:

1. тяговая способность, обусловленная силой трения между ремнем и шкивом;
2. долговечность ремня, который ограничивается разрушением ремня от усталости.

Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремню учитывается при расчетах путем выбора основных параметров передачи согласно рекомендациям.

Тяговая способность передачи характеризуется значением максимально допустимой окружной силы или полезного напряжения. Допустимое из условия отсутствия буксования напряжения увеличивается с увеличением напряжения предварительного натяжения, однако на практике это приводит к снижению долговечности ремня.

Влияние напряжения от центробежных силдля наиболее распространенных на практике среднескоростных (V< 20 м/с) и тихоходных (V< 10 м/с) передач незначительный.

Увеличение напряжений изгиба не оказывает влияния на повышение тяговой способности передачи, больше того, они, периодически изменяются, что является главной причиной разрушения ремней от усталости. Поэтому на практике ограничивают минимально допустимые значениями отношения.

Долговечность ремня зависит также от характера и частоты цикла изменения напряжений.

Снижение долговечности при увеличении частоты пробегов связано не только с усталостью, но и с термостойкостью ремня. В результате гистерезисных потерь при деформации ремень нагревается с увеличением частоты пробегов. Перегрев ремня приводит к снижению прочности.

Практика эксплуатации устанавливает, что при соблюдении рекомендаций по выбору основных параметров передачи средняя долговечность ремней составляет 2000...3000 часов.

Скольжение в ременной передаче

Исследования М. Е. Жуковского показали, что в ременных передачах имеют место два вида скольжения:

1. упругое скольжение, существующее при любой нагрузке;
2. буксование, возникающее при перегрузке. Упругое скольжение является причиной непостоянства передаточного отношения и увеличения затрат на трение.

Клиноременная передача

Клиноременная передача имеет преобладающее применение из-за увеличения тяговой способности вследствие повышения трения, при этом сцепление со шкивом увеличивается приблизительно в 3 раза. Ремень имеет клиновую форму поперечного перереза и располагается в соответствующих канавках. Для уменьшения напряжений изгиба применяют несколько ремней. Клиновые ремни изготовляют в виде замкнутой бесконечной ленты.

Способы натяжения ремней

Величина силы предварительного натяжения ремней существенно влияет на долговечность, тяговую способность и КПД передачи. Большинство ременных передач работают при переменной нагрузке, расчет при этом выполняется по максимальному значению нагрузки, которая при постоянном значении снижает долговечность и КПД в периоды недогруженности передачи. В этом случае целесообразна конструкция, в которой натяжения ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки.

Постоянное натяжение ремня поддерживается в конструкции, в которой натяжения обеспечивается массой электродвигателя, установленного на качающейся плите, а также при применении натяжных роликов.

Периодическое подтягивание ремней может обеспечиваться с помощью винта или подобного устройства, способного перемещать двигатель по полозкам плиты.

Формат: pdf

Размер: 900КВ

Язык: русский, украинский

Пример расчета прямозубой цилиндрической передачи
Пример расчета прямозубой цилиндрической передачи. Выполнен выбор материала, расчет допускаемых напряжений, расчет на контактную и изгибную прочность.

Пример решения задачи на изгиб балки
В примере построены эпюры поперечных сил и изгибающих моментов, найдено опасное сечение и подобран двутавр. В задаче проанализировано построение эпюр с помощью дифференциальных зависимостей, провелен сравнительный анализ различных поперечных сечений балки.

Пример решения задачи на кручение вала
Задача состоит в проверке прочности стального вала при заданном диаметре, материале и допускаемых напряжениях. В ходе решения строятся эпюры крутящих моментов, касательных напряжений и углов закручивания. Собственный вес вала не учитывается

Пример решения задачи на растяжение-сжатие стержня
Задача состоит в проверке прочности стального стержня при заданных допускаемых напряжениях. В ходе решения строятся эпюры продольных сил, нормальных напряжений и перемещений. Собственный вес стержня не учитывается

Применение теоремы о сохранении кинетической энергии
Пример решения задачи на применение теоремы о сохранение кинетической энергии механической системы

Определение скорости и ускорения точки по заданным уравнениям движения
Пример решение задачи на определение скорости и ускорения точки по заданным уравнениям движения

Ременная передача - это передача механической энергии при помощи гибкого элемента (ремня) за счёт сил тре-ния или сил зацепления (зубчатые ремни). Состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня (одного или нескольких). Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью.

Классификация ременных передач

В зависимости от формы поперечного сечения ремня ременные передачи делят на:
плоскоременные (а);
клиноременные (с трапециевидным профилем) (б);
круглоременные (с круглым профилем) (в);
поликлиноременные (г);
передачи с зубчатыми ремнями.
В современном машиностроении наибольшее применение имеют клинове и поликлинове ремни. Передачи с круг-лым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки, приборы).

В зависимости от назначения передачи и взаимного расположения осей:
открытые с параллельными осями валов и вращением шкива в одном направлении;
перекрестные с параллельными осями валов и вращением шкивов в противоположных направлениях;
полу-перекрестные со скрещивающимися осями;
угловые со скрещивающимися и пересекающимися осями валов.

Достоинства и недостатки ременных передач

Достоинства ременных передач:
Простота конструкции и малая стоимость.
Возможность передачи мощности на значительные расстояния (до 15 метров).
Плавность и бесшумность работы.
Смягчение вибрации и толчков вследствие упругой вытяжки ремня.
Недостатки ременных передач:
Большие габаритные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей.
Малая долговечность ремня в быстроходных передачах.
Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня.
Непостоянное передаточное число из-за неизбежного упругого проскальзывания ремня.
Неприменимость во взрывоопасных местах вследствие электризации ремня.
Недостатки ременных передач (в сравнении с цепной передачей):
большие габариты;
малая несущая способность;
проскальзывание (не относится к зубчатым ремням);
малая долговечность.
Достоинства ременных передач (в сравнении с цепной передачей):
плавность работы;
бесшумность;
компенсация перегрузок;
отсутствие в необходимости смазки;
малая стоимость;
легкий монтаж;
возможность работы на высоких окружных скоростях;
при выходе из строя, нет повреждений.

Применение ременных передач

Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя, когда по кон-структивным соображениям межосевое расстояние a должно быть достаточно большим, а передаточное число u не строго постоянным (в приводах станков, транспортеров, дорожных и строительных машин и т.п.)
Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50 кВт и в редких случаях достигает 1500 кВт. Скорость ремня колеблется в пределах 5…50 м/с, а в сверхскоростных передачах может достигать 100 м/с.
Ограничение мощности нижнего предела скорости вызвано большими габаритами передачи.

Шкивы ременных передач

Шкивы выполняют из стали или чугуна. В быстроходных передачах применяют шкивы из алюминиевых сплавов или текстолита. Форма рабочей поверхности обода шкива зависит от вида ремня. Для плоских ремней шкивы имеют гладкую рабочую поверхность. Для центрирования ремня поверхность ведомого шкива делается выпуклой, а ведуще-го – цилиндрической. Для клиновых ремней конструкция шкивов и размеры обода зависят от числа и размера канавок ремней.

Ремни ременных передач

Материал плоского приводного ремня должен обладать достаточной прочностью, изностойкостью, эластичностью и долговечностью, хорошо сцепляться со шкивами и иметь низкую стоимость.

Для плоскоременных передач применяют следующие типы ремней:
Кожаные ремни - обладают хорошей тяговой способностью, хорошо переносят колебания и нагрузки, но они дороги и дефицитны.
Прорезиненные ремни - состоят из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани соединенных собой вулкани-зированной резиной. Резина обеспечивает работу ремня, как единого целого, защищает ткань от повреждений и по-вышенного коэффициента трения, но разрушается от попадания масла, бензина и щелочей.
Хлочато-бумажные ремни – изготавливают как цельную ткань с несколькими слоями основы, пропитанных специальным составом (битум, озакериб). Эти ремни легкие и гибкие, могут работать на шкивах малых диаметров с большими скоростями, но обладают меньшей долговечностью и тяговой способностью.
Шерстяные ремни – ткань с многослойной шерстяной основой и хлопчато-бумажным утком, пропитанные специальным составом (сурик на олифе). Обладают значительной упругостью, менее чувствительны к температурной влажности и кислотам, но обладают низкими тяговыми способностями.
Пленочные ремни – новый тип ремней из пластмасс на основе полиамидных смол, армированных кордом из капрона или лавсана. Обладают высокими статической прочностью и сопротивлением усталости. Применяются для передачи с высокой мощностью и быстроходностью.
Для клиноременной передачи применяют прорезиненные ремни двух конструкций: с несущим элементом из нескольких слоев ткани или слоя шнура навитого по спирали, завулканизированных в резину, с тканевой оберткой или без нее.