Ременные передачи относятся к передачам трением (фрикционным), у которых передача мощности осуществляется за счет сил трения, возникающих между ведущим, ведомым и промежуточным звеном – упругим ремнем (гибкой связью)
.
Ведущее и ведомое звено обычно называют шкивами. Этот тип передач обычно применяется для соединения валов, расположенных на значительном расстоянии друг от друга.
Для нормальной работы ременной передачи необходимо предварительное натяжение ремня, которое может осуществляться за счет перемещения одного из шкивов, за счет натяжных роликов или установки двигателя (механизма) на качающейся плите.
Ременные передачи классифицируют по различным признакам - по форме поперечного сечения ремня, по взаимному расположению валов и ремня, по количеству и виду шкивов, по количеству охватываемых ремнем шкивов, по способу регулировки натяжения ремня (с вспомогательным роликом или с подвижными шкивами).
1. По форме поперечного сечения ремня различают следующие виды ременных передач:
Наибольшее применение в машиностроении имеют клиновые и поликлиновые ремни. Передачу круглым резиновым ремнем (диаметром 3…12 мм) применяют в приводах малой мощности (настольные станки, приборы, бытовые машины и т. п.) .
Разновидностью ременной передачи является зубчатоременная, в которой передача мощности осуществляется зубчатым ремнем путем зацепления зубцов ремня с выступами на шкивах. Этот тип передач является промежуточным между передачами зацеплением и передачами трением. Зубчатоременная передача не требует значительного предварительного натяжения ремня и не имеет такого недостатка, как скольжение ремня, которое присуще всем прочим ременным передачам.
Клиноременную передачу в основном применяют как открытую. Клиноременные передачи обладают большей тяговой способностью, требуют меньшего натяжения, благодаря чему меньше нагружают опоры валов, допускают меньшие углы обхвата, что позволяет применять их при больших передаточных отношениях и малому расстоянию между шкивами.
Клиновые и поликлиновые ремни выполняют бесконечными и прорезиненными. Нагрузку несет корд или сложенная в несколько слоев ткань.
Клиновые ремни выпускают трех видов: нормального сечения, узкие и широкие. Широкие ремни применяются в вариаторах.
Поликлиновые ремни – плоские ремни с высокопрочным кордом и внутренними продольными клиньями, входящими в канавки на шкивах. Они более гибкие, чем клиновые, лучше обеспечивают постоянство передаточного числа.
Плоские ремни обладают большой гибкостью, но требуют значительного предварительного натяжения ремня. Кроме того, плоский ремень не так устойчив на шкиве, как клиновый или поликлиновый.
2. По взаимному расположению валов и ремня :
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 (рис. 2д) ; с направляющими роликами (рис. 2г) .
К достоинствам ременных передач относятся следующие их свойства:
Основные недостатки ременных передач:
Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя или двигателя внутреннего сгорания,
когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние должно быть достаточно большим, а передаточное число может быть не строго постоянным (конвейеры, приводы станков, дорожных и сельскохозяйственных машин и т. п.)
. Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения передаточного числа.
Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50 кВт , но может достигать 2000 кВт и даже более. Скорость ремня v = 5…50 м/сек , а в высокоскоростных передачах – до 100 м/сек и выше.
После зубчатой передачи ременная – наиболее распространенная из всех механических передач. Часто она используется в сочетании с другими типами передач.
Межосевое расстояние a ременной передачи определяет в основном конструкция привода машины. Рекомендуемые значения межосевого расстояния (см. рис. 3) :
Для плоскоременных передач:
a ≥ 1,5 (d 1 + d 2) ;
Для клиноременных и поликлиноременных передач:
a ≥ 0,55 (d 1 + d 2) + h ;
где:
d 1
, d 2
– диаметры ведущего и ведомого шкивов передачи;
h
- высота сечения ремня.
Расчетная длина ремня L р равна сумме длин прямолинейных участков и дуг обхвата шкивов:
L р = 2 а + 0,5 π(d 2 + d 1) + 0,25 (d 2 - d 1) 2 /a .
По найденному значению из стандартного ряда принимают ближайшую большую расчетную длину ремня L р . При соединении концов длину ремня увеличивают на 30…200 мм .
Межосевое расстояние в ременной передаче для окончательно установленной длины ремня определяют по формуле:
a = [ 2 L р - π(d 2 + d 1)]/ 8 + √{[ 2 L р - π(d 2 + d 1)] 2 - 8 π(d 2 - d 1) 2 }/ 8 .
Угол обхвата ремнем малого шкива
α 1 = 180 ° - 2 γ .
Из треугольника О 1 ВО 2 (рис. 3)
sin γ = ВО 2 /О 1 О 2 = (d 2 - d 1)/ 2 a .
Практически γ не превышает π/ 6 , поэтому приближенно принимают sin γ = γ (рад) , тогда:
γ = (d 2 - d 1)/ 2 a (рад) или γ ° = 180 °(d 2 –d 1)/ 2 πa .
Следовательно,
α 1 = 180 ° - 57 °(d 2 – d 1)/a .
Передаточное отношение ременной передачи:
u = i = d 2 /d 1 (1 – ξ) ,
где: ξ – коэффициент скольжения в передаче, который при нормальной работе равен ξ = 0,01…0,02.
Приближенно можно принимать u = d 2 /d 1 ; ξ = (v 1 –v 2)/v 1 .
1.Ременные передачи
1.1 Общие сведения
Ременные передачи – это передачи гибкой связью (рис. 14.1), состоящие из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов и надетого на них ремня 3. В состав передачи могут также входить натяжные устройства и ограждения. Возможно применение нескольких ремней и нескольких ведомых шкивов. Основное назначение – передача механической энергии от двигателя передаточным и исполнительным механизмам, как правило, с понижением частоты вращения.
ременной передача шкив вал
1.1.1 Классификация передач
По принципу работы различаются передачи трением (большинство передач) и зацеплением (зубчатоременные). Передачи зубчатыми ремнями по своим свойствам существенно отличаются от передач трением и рассматриваются особо в 14.14.
Ремни передач трением по форме поперечного сечения разделяются на плоские, клиновые, поликлиновые, круглые, квадратные.
Условием работы ременных передач трением является наличие натяжения ремня, которое можно осуществить следующими способами:
предварительным упругим растяжением ремня;
перемещением одного из шкивов относительно другого;
натяжным роликом;
автоматическим устройством, обеспечивающим регулирование натяжения в зависимости от передаваемой нагрузки.
При первом способе натяжение назначается по наибольшей нагрузке с запасом на вытяжку ремня, при втором и третьем способах запас на вытяжку выбирают меньше, при четвертом - натяжение изменяется автоматически в зависимости от нагрузки, что обеспечивает наилучшие условия для работы ремня.
Клиновые, поликлиновые, зубчатые и быстроходные плоские изготовляют бесконечными замкнутыми. Плоские ремни преимущественно выпускают конечными в виде длинных лент. Концы таких ремней склеивают, сшивают или соединяют металлическими скобами. Места соединения ремней вызывают динамические нагрузки, что ограничивает скорость ремня. Разрушение этих ремней происходит, как правило, по месту соединения.
1.1.2 Схемы ременных передач
Передачи с одним ведомым валом
с параллельными осями валов
с непараллельными осями валов
с одинаковым направлением вращения
с обратным направлением вращения
Передачи с несколькими ведомыми валами
Примечания: 1. Схемы 1, 3, 5 - передачи с двумя шкивами; схемы 2, 4, 6, 7, 8, 9 - передачи с натяжными или направляющими роликами. 2. Обозначения: вщ - ведущий шкив; вм - ведомый шкив: HP - натяжной или направляющий ролик
1.2 Достоинства и недостатки
Достоинства
Недостатки
Возможность передачи крутящим моментом между валами, расположенными на относительно большом расстоянии
Громоздкость
Плавность и бесшумность работы передачи
Непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня
Предельность нагрузки, самопредохранение от перегрузки. Способность ремня передать определенную нагрузку, свыше которой происходит буксование (скольжение) ремня по шкиву
Повышение нагрузки на валы и подшипники
Возможность работы с высокими скоростями
Невысокий КПД (0,92.. .0,94)
Простота устройства, небольшая стоимость, легкость технического обслуживания
Необходимость защиты ремней от попадания
Малая стоимость
Необходимость защиты ремней от попадания воды
Электризация ремня и поэтому недопустимость работы во взрывоопасных помещениях
Ременные передачи в основном применяются для передачи мощности до 50 кВт (зубчатыми до 200, поликлиновыми до 1000 кВт)
1.3 Область применения
Ремни должны обладать достаточно высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения при движении по шкиву и высокую износостойкость. Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Наибольшее распространение в машиностроении находят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двигателях и т. п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых расстояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения несколькими шкивами. При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числа и хорошей тяговой способности рекомендуется устанавливать зубчатые ремни. При этом не требуется большего начального натяжения ремней; опоры могут быть неподвижными. Плоскоременные передачи применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба. Плоские ремни имеют прямоугольное сечение, применяются в машинах, которые должны быть устойчивы к вибрациям (например, высокоточные станки). Плоскоременные передачи в настоящее время применяют сравнительно редко (они вытесняются клиноременными). Теоретически тяговая способность клинового ремня при том же усилии натяжения в 3 раза больше, чем у плоского. Однако относительная прочность клинового ремня по сравнению с плоским несколько меньше (в нем меньше слоев армирующей ткани), поэтому практически тяговая способность клинового ремня приблизительно в два раза выше, чем у плоского. Это свидетельство в пользу клиновых ремней послужило основанием для их широкого распространения, в особенности в последнее время. Клиновые ремни могут передавать вращение на несколько валов одновременно, допускают umax = 8 – 10 без натяжного ролика.
Круглоременные передачи (как силовые) в машиностроении не применяются. Их используют в основном для маломощных устройств в приборостроении и бытовых механизмах (магнитофоны, радиолы, швейные машины и т. д.).
1.4 Кинематика ременных передач
Окружные скорости (м/с) на шкивах:
и
где d1 и d2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; n1 и n2 – частоты вращения шкивов, мин-1.
Окружная скорость на ведомом шкиве v2 меньше скорости на ведущем v1 вследствие скольжения:
Передаточное отношение:
Обычно упругое скольжение находится в пределах 0,01…0,02 и растет с увеличением нагрузки.
1.4.1Силы и напряжения в ремне
Окружная сила на шкивах (Н):
где T1 – вращающий момент, Н м, на ведущем шкиве диаметром d1, мм; P1 – мощность на ведущем шкиве, кВт.
С другой стороны, Ft = F1 - F2, где F1 и F2 - силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня под нагрузкой. Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки не меняется по сравнению с начальной: F1 + F2 = 2F0. Решая систему двух уравнений, получаем:
F1 = F0 + Ft/2, F2 = F0 – Ft/2
Сила начального натяжения ремня F0 должна обеспечивать передачу полезной нагрузки за счет сил трения между ремнем и шкивом. При этом натяжение должно сохраняться долгое время при удовлетворительной долговечности ремня. С ростом силы несущая способность ременной передачи возрастает, однако срок службы уменьшается.
Соотношение сил натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня без учета центробежных сил определяют по уравнению Эйлера, выведенному им для нерастяжимой нити, скользящей по цилиндру. Записываем условия равновесия по осям x и y элемента ремня с центральным углом da. Принимаем, что
и
,
тогда,
где dFn – нормальная сила реакции, действующая на элемент ремня от шкива; f –коэффициент трения ремня по шкиву. Из имеем:
Подставим значение в пренебрегая членом в связи с его малостью. Тогда
и
После потенцирования имеем:
где e – основание натурального логарифма, b - угол, на котором происходит упругое скольжение, при номинальной нагрузке .
Полученная зависимость показывает, что отношение F1/F2 сильно зависит от коэффициента трения ремня на шкиве и угла . Но эти величины являются случайными, в условиях эксплуатации могут принимать весьма различные значения из числа возможных, поэтому силы натяжения ветвей в особых случаях уточняют экспериментально.
Обозначая
и
учитывая, что
,
имеем
и
Ремни обычно неоднородны по сечению. Условно их рассчитывают по номинальным (средним) напряжениям, относя силы ко всей площади поперечного сечения ремня и принимая справедливым закон Гука.
Нормальное напряжение от окружной силы Ft:
где A – площадь сечения ремня, мм2.
Нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня
Нормальные напряжения в ведущей и ведомой ветвях:
Центробежная
сила вызывает нормальные напряжения в
ремне, как во вращающемся кольце:
где s ц – нормальные напряжения от центробежной силы в ремне, МПа; v1 – скорость ремня, м/с; - плотность материала ремня, кг/м3.
При изгибе ремня на шкиве диаметром d относительное удлинение наружных волокон ремня как изогнутого бруса равно 2y/d, где y – расстояние от нейтральной линии в нормальном сечении ремня до наиболее удаленных от него растянутых волокон. Обычно толщина ремня . Наибольшие напряжения изгиба возникают на малом шкиве и равны:
Максимальные суммарные напряжения возникают на дуге сцепления ремня с малым (ведущим) шкивом:
Эти напряжения используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.
1.5 Геометрия
Основные геометрические параметры и - диаметры ведущего и ведомого шкивов; а - межосевое расстояние; В - ширина шкива; L - длина ремня; - угол обхвата; - угол между ветвями ремня (рис.6).
Рис. Основные геометрические параметры ременных передач
Углы и , соответствующие дугам, по которым происходит касание ремня и обода шкива, называют углами обхвата. Перечисленные геометрические параметры являются общими для всех типов ременных передач.
1.5.1 Расчет геометрических параметров
1. Межосевое расстояние
где L - расчетная длина ремня; D1 и D2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов.
Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдаться условие:
Передачу механической энергии, осуществляемую гибкой связью посредством трения между ремнем и шкивом, называют ременной. Она состоит из двух шкивов 1 и 2 и ремня 3 (рис.15).
Рис. 15.
Классификация
1. В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают следующие виды ременных передач (рис.15):
Плоскоременные (с прямоугольным профилем поперечного сечения ремня);
Клиноременные (с трапециевидным профилем поперечного сечения ремня);
Поликлиноременные (с бесконечными плоскими ремнями, имеющими продольные клиновые выступы-ребра на внутренней поверхности ремня, входящие в кольцевые клиновые канавки шкивов);
Круглоременные;
Зубчатые.
Рис. 16.
2. По взаимному расположению осей валов:
С параллельными осями (рис. 17, а , б );
С пересекающимися осями (рис. 17, г );
Со скрещивающимися (рис. 17, в ).
Рис. 17
3. По направлению вращения шкивов:
С одинаковым (рис. 17, а , в );
С противоположным (рис. 17, б ).
4. По способу создания натяжения ремня:
Простые (рис. 15);
С натяжным роликом (рис. 18);
С натяжным устройством.
Рис. 18.
Достоинства ременных передач :
Возможность передачи энергии на значительные расстояния: до 12…15 м - плоскими ремнями, до 6 м - клиновыми ремнями;
Простота и низкая стоимость конструкции;
Плавность и бесшумность хода, способность смягчать удары благодаря эластичности ремня и предохранять механизм от поломок при буксовании, вызванном перегрузкой;
Возможность передачи мощностей от долей киловатта до сотен киловатт (чаще до 50 кВт, реже до 300 кВт) при окружной скорости до 30 м/с;
Простота обслуживания и ухода;
Относительно высокий КПД: h = 0,91…0,98;
Передаточное отношение i ? 7 (обычно i ?4... 5).
Недостатки:
Непостоянство передаточного отношения вследствие упругого скольжения, меняющегося в зависимости от нагрузки;
Относительно большие габариты передачи и невысокая долговечность ремня (особенно в быстроходных передачах);
Вытягивание ремня в процессе эксплуатации передачи приводит к необходимости установки дополнительных устройств (натяжной ролик);
Большие нагрузки на валы и их опоры (подшипники).
Несмотря на перечисленные недостатки, ременные передачи по применению в промышленности и народном хозяйстве занимают второе место после зубчатых передач. В любой отрасли машиностроения и приборостроения можно встретить плоскоременную или клиноременную передачу: приводы насосов, вентиляторов, транспортеров, конвейеров, рольгангов и др.
Клиноременные и поликлиноременные передачи применяют при сравнительно больших передаточных отношениях, вертикальном и наклонном расположении параллельных осей валов, требовании малогабаритности передачи и меньших нагрузок на опоры валов, передаче энергии нескольким валам.
Круглоременные передачи предназначены в основном для передачи малых мощностей и потому имеют меньшее распространение (швейные машины, приборы, настольные станки и т.д.).
Зубчато-ременные передачи
Зубчатые (полиамидные) ремни сочетают в своей конструкции все преимущества плоских ремней и зубчатых зацеплений 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.
Передаточное отношение ременных передач:
i= щ1 / щ2=n 1 /n 2 =D 2 /D 1 (1- e)
где щ1 и щ2 - угловые скорости на ведущем и ведомом валах;
n 1 и n 2 - частоты вращения валов;
D 2 и D 1 - диаметры ведущего и ведомого шкивов;
e--=?0,01…0,02 - коэффициент упругого скольжения.
Сшивку применяют для ремней всех типов. Она производится посредством жильных струн или ушивальниками-ремешками из сыромятной кожи III. Более совершенной и надежной считают сшивку встык жильными струнами с наклонными проколами IV.
Критерии работоспособности ременных передач
Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность ремня и его долговечность. Основным расчетом является расчет по тяговой способности, который сводится к определению площади поперечного сечения ремня, обеспечивающего передачу необходимого усилия. Долговечность ремня, которая определяется в основном его усталостной прочностью, зависит не только от величины напряжений, но и от характера и частоты цикла изменения этих напряжений (или числа пробегов ремня)
n--=--u/----l --Ј--,
где u--- окружная скорость, м/с;
l - длина ремня, м;
[n] - допускаемое число пробегов ремня:
Для плоских ремней Ј?5; - для клиновых --10 .
Практика показывает, что при соблюдении необходимых рекомендаций долговечность ремней составляет 2000…3000 часов.
Конструкции основных элементов ременных передач
Ремень является тяговым органом, от качества которого зависят долговечность и нормальная работа передачи. К нему предъявляют следующие требования: достаточная прочность, надежность и долговечность, невысокая стоимость и не дефицитность материала ремня; высокая тяговая способность и эластичность; достаточно высокий коэффициент трения между ремнем и шкивом.
Плоские приводные ремни представляют собой гибкую конечную или реже бесконечную ленту из прорезиненной хлопчатобумажной ткани или кожи.
Кожаные ремни обладают высокой тяговой способностью упругостью и эластичностью. Из-за дефицитности и высокой стоимости их рекомендуют к применению только в ответственных передачах с часто изменяющимися нагрузками и высокими скоростями до 40 м/с.
Резинотканевые ремни при спокойных нагрузках обладают хорошей тяговой способностью и упругостью, малодефицитны, а потому широко распространены. Они работают в широком диапазоне мощностей (до 50 кВт) со значительными скоростями (до 30 м/с).
изготовляют бесконечными (бесшовными) в специальных пресс-формах. Они состоят из крученого прорезиненного хлопчатобумажного или синтетического шнура (корда), расположенного в области нейтрального слоя ремня, резинотканевого или резинового слоя, расположенного над кордом и работающего на растяжение при изгибе ремня, резинового слоя, расположенного под кордом и работающего на сжатие при изгибе и обертки из прорезиненной ткани. Клиновые ремни подразделяются на кордтканевые (рис. 19,а) и корд-шнуровые (рис.19,б).
Рис. 19.
Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи за счет повышения трения и сцепление ремня со шкивом по сравнению с плоскоременной передачей.
В поликлиновых ремнях (стандарта нет) несущий слой выполняют в виде кордшнура из химических волокон (вискоза, лавсан, стекловолокно).
Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней - монолитность и гибкость и клиновых - повышенное сцепление со шкивом.
Зубчатые ремни способны передавать энергию при неизменном передаточном отношении с высокими окружными скоростями и мощность до сотен киловатт. Эти ремни изготовляют из армированного металлическим тросом неопрена, значительно реже используют пластмассу (полиуретан).
Шкивы ременных передач изготовляют из стали, алюминиевых сплавов или текстолита при u-->?30 м/с. Наиболее распространенным материалом для изготовления шкивов при u--Ј?30 м/с является серый чугун СЧ 15 и СЧ 21, при u--Ј?25 м/с - СЧ 12
Рис.20
Форму канавки шкива (рис. 20) в клиноременной передаче выполняют так, чтобы между ремнем и ее основанием был гарантированный зазор, при этом рабочими являются боковые грани ремня. В то же время ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра шкива, иначе своими острыми кромками канавка будет быстро разрушать ремень.
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 из резинотканевых материалов трапецеидального сечения с углом клина φ 0 = 40°. В зависимости от отношения ширины b 0 большего основания трапеции к ее высоте h клиновые ремни бывают нормальных сечений (b 0 /h ≈ 1,6); 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; обозначения сечений показаны на рис. 1.45. Ремни сечения ЕО 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. 1.46, в ). Клиновые ремни (рис.1.46, а ,б ) 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.1.46. Более гибки и долговечны кордшнуровые ремни, применяемые в быстроходных передачах. Допускаемая скорость для ремней нормальных сечений υ < 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 УО(SPZ), УА(SРА), УБ(SPB), УВ(SPC) заменяют семь нормальных сечений. В скобках даны обозначения по ИСО.
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.1.43, 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(α/2),
где f – коэффициент трения на плоскости (для прорезиненной ткани по чугунуf =0,3); α– угол профиля канавки шкива.
Приняв α= φ 0 = 40°, получим:
f " =f /sin20° ≈ 3f .
Таким образом, при прочих равных условиях клиновые ремни способны передавать в три раза большую окружную силу, чем плоские.
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?
