Title Here

5.8.1 Устройство ременных передач. Виды приводных ремней

5.8.2 кинематические и силовые соотношения в ременных передачах

5.8.3 Расчет плоскоременной передачи по тяговой способности

5.8.4 Клиноременная передача

5.8.5 Передача зубчатым ремнем

 

 

5.8.1 Устройство ременных передач. Виды приводных ремней

 

Передачу вращательного движения с одного вала на другой при значительных расстояниях между ними можно осуществить гибкой связью, используя силу трения между поверхностью шкива и гибким телом. Гибкой связью служат ремни. В зависимости от формы поперечного сечения ремня

передачи делятся на плоскоременную, клиноременную, круглоременную. В последнее время все больше применяются передачи c монолитными поликлиновыми ремнями (рис. а) и передачи зубчато-ременные (рис. б).

Ременная передача

состоит из двух колес (ведущего и ведомого), называемых шкивами, и бесконечного ремня, охватывающего их. Вращающийся ведущий шкив благодаря силе трения увлекает за собой ремень, а последний по той же причине заставляет вращаться ведомый шкив. Сила трения на поверхностях соприкосновения шкивов и ремня возникает при соответствующем прижатии ремня к ободам шкивов, т. е. при натяжении ремня.

При применении плоских ремней возможно осуществление передач с большими межцентровыми расстояниями (до 15 м, а в исключительных случаях даже больше). Плоские ремни изготовляют кожаными, хлопчатобумажными цельноткаными и шитыми, прорезиненными, шерстяными, шелковыми и из синтетического волокна, а клиновые — кордотканевыми и кордошнуровыми.

Кожаные ремни бывают одинарными и двойными. Размеры кожаных ремней принимаются по ОСТ/НКЛП 5773/176.

Наибольшее распространение получили плоские приводные резино-тканевые ремни (ОСТ 380598—76). Эти ремни состоят из нескольких слоев специальной хлопчатобумажной ткани — прокладок, связанных вулканизированной резиной. Ткань передает нагрузку, а резина предохраняет ткань от повреждений и повышает коэффициент трения между ремнем и ободом шкива.

Прорезиненные ремни применимы как для передачи малых, так и больших мощностей. Они пригодны для работы в условиях повышенной влажности, а при двусторонних обкладках могут работать при наличии паров кислот. Их нельзя применять в среде, содержащей пары нефтепродуктов.

Хлопчатобумажные цельнотканые ремни, пропитанные специальным составом, увеличивающим срок их работы (ГОСТ 6982—75) используют при малых и средних мощностях.

Плоские ремни можно соединять склеиванием, сшиванием или металлическими скрепками. Передачи плоскими ремнями бывают с постоянным (неизменным) и с переменным (регулируемым) межцентровыми расстояниями. В первом случае для поддержания необходимого натяжения либо периодически перешивают ремень по мере его вытяжки (простые передачи) с таким расчетом,чтобы при надевании ремня на шкивы создавалось предварительное натяжение, либо вводят дополнительные шкивы, осуществляющие нажим на ремень (передача с натяжным роликом).

К достоинствам плоскоременной передачи относятся:
- простота и низкая стоимость конструкции;
- плавность хода, способность смягчать удары (благодаря эластичности ремня) и предохранять приводимые в движение механизмы от поломок при внезапных перегрузках (за счет пробуксовывания ремня);
- возможность передачи мощности при значительных расстояниях между осями ведущего и ведомого валов;
- бесшумность работы (по сравнению c зубчатой передачей);
- простота ухода и обслуживания.

Недостатками передачи являются:
- непостоянство передаточного отношения;
- сравнительно большие габариты;
- вытягивание ремня, что вызывает необходимость перешивки его при постоянном межцентровом расстоянии или применения натяжного приспособления.

Предельная окружная скорость в ременных передачах: для кожаных ремней установлена до 40 м/c, для прорезиненных — до 20—40 м/с, для хлопчатобумажных — до 25 м/с и для шерстяных — до 30 м/с.

Плоскоременные передачи делятся на следующие виды:
- открытые — с параллельными валами;
- перекрестные — с параллельными валами;
- полуперекрестные, угловые и др.

 

 

5.8.2 кинематические и силовые соотношения в ременных передачах

 

На рис. представлена схема открытой передачи состоящей из двух шкивов и бесконечного плоского ремня. Ветвь ремня, набегающая на ведущий шкив (на рисунке нижняя), называется ведущей, а ветвь, набегающая на ведомый шкив — ведомой.

Длина ремня (длина гибкой нерастяжимой нити, охватывающей шкивы) определяется по формуле

Чем короче ремень, тем чаще при данной скорости он подвергается дополнительным напряжениям изгиба при огибании шкивов и тем скорее выйдет из строя из-за усталости. Поэтому межцентровое расстояние выбирают из условия долговечности ремня по одной из следующих формул:

Для определения передаточного отношения нужно знать окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. Окружная скорость ведущего шкива

Окружная скорость ведомого шкива

Если не учитывать скольжения ремня по шкиву, т. е. полагать приближенно окружную скорость шкива равной линейной скорости ремня, скорости v1, и v2 будут равны между собой. Следовательно,

Практически скорости v1v2, так как всегда имеется так называемое упругое скольжение ремня по ободу шкива.

Численно упругое скольжение характеризуется относительной потерей скорости ведомого шкива — коэффициентом скольжения

где ω'2 — теоретическая угловая скорость ведомого шкива; ω2 - фактическая угловая скорость ведомого шкива.

Учитывая скольжение, получим

где ε = 0,01 ÷ 0,03.

Следовательно,

Упругое скольжение неизбежно при работе ременной передачи под нагрузкой. Его нельзя смешивать с вредным скольжением, называемым буксованием, появляющимся при перегрузке передачи.

На рис. представлена ременная передача, на шкивы которой надет с предварительным натяжением плоский ремень.

Если передача не нагружена, т. е. шкивы не вращаются или вращаются вхолостую, то напряжения обеих ветвей ремня одинаковы и равны (рис. а). При нагружении передачи, т. е. при приложении к ведущему валу вращающего момента М1, а к ведомому валу момента сопротивления M2, направленного в сторону, противоположную вращению, натяжение ведущей ветви возрастает до F1 а в ведомой ветви уменьшается до F2 (рис. б). При этом:

где — окружная сила, которая прикладывается к ободу ведомого шкива для преодоления момента сопротивления.

Из последних двух равенств получаем натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ременной передачи:

 

 

5.8.3 Расчет плоскоременной передачи по тяговой способности

 

Напряжения в работающем ремне обусловлены натяжением ведущей F1 ветви ремня. Помимо этого, в ремне возникают напряжения от его изгиба при огибании шкивов и от центробежных сил инерции.

Можно считать, что нормальные напряжения от растяжения ремня равномерно распределены по его сечению, следовательно,

где А — площадь поперечного сечения ремня; b — ширина ремня; δ — толщина ремня.

Если приближенно принять, что материал ремня при деформации подчиняется закону Гука, то напряжения изгиба в местах набегания ремня на малом шкиве

Напряжения от центробежных сил инерции

В приведенных формулах Е — модуль продольной упругости ремня; q — масса 1 м ремня с сечением 1 м².

За каждый пробег ремень дважды изгибается вокруг шкивов и вновь разгибается. При этом чем меньше диаметр шкива и чем толще ремень, тем больше напряжения изгиба. Многократное действие изгибающих напряжений может быть причиной усталостного разрушения ремня. Центробежные силы, действующие на ремень, кроме дополнительных напряжений, вызывают уменьшение угла обхвата и тяговой способности ременной передачи.

Наибольшие напряжения возникают в месте набегания ремня на шкив меньшего диаметра и составляют

На практике, однако, чаще пользуются расчетом ременных передач по так называемой тяговой способности. При этом исходят из того, что ременная передача должна передавать возможно большее окружное усилие без буксования. Но с увеличением растет скольжение. Производя замеры , можно изобразить графически их зависимость друг от друга.

Обозначим через так называемое полезное напряжение, или удельное окружное усилие, т. е. окружное усилие , отнесенное к площади сечения ремня,

Зависимость между ε и называется кривой скольжения.

Такие кривые получены опытным путем для различных ремней.

До точки М, где нарастание нагрузки сопровождается медленным увеличением скольжения, затем кривая скольжения резко идет вверх. При возникает только упругое скольжение, при knu ремень начинает буксовать.

Таким образом, пределом использования передачи следует считать . Величину называют приведенным полезным напряжением.

Значения соответствуют стандартным условиям эксперимента: окружной скорости v = 10 м/с, углу обхвата α = 180°, отношению D/δ = 33 ÷ 37 и напряжению предварительного натяжения

Однако условия работы проектируемой передачи могут существенно отличаться от условий эксперимента, при котором определялось . Поэтому для необходимой тяговой способности передач требуется

где — допускаемое полезное напряжение для заданных условий работы передачи.

Значение можно получить, умножив на поправочные коэффициенты, учитывающие влияние отклонений α, v и режима работы передачи.

Расчет ременной передачи ведется в такой последовательности:

1. Выбирают тип ремня (в зависимости от условий работы).

2. Определяют диаметр меньшего шкива в миллиметрах по эмпирической формуле


где P1 - мощность на валу меньшего шкива, Вт.

3. Диаметр ведомого шкива


Полученные диаметры шкивов округляют до ближайших больших значений по ГОСТ 17383 — 73.

4. Толщину ремня δ находят, учитывая неравенство

Отношение определяет изгибающие напряжения в ремне, появляющиеся при огибании малого шкива. При малых значениях этого отношения резко сокращается долговечность ремня, поэтому ограничивают значениями, приведенными в табл. 5.


Полученную толщину ремня округляют до стандартных значений.

5. Скорость ремня (м/с)

Желательно, чтобы v = 10÷20 м/с. При меньшей скорости следует увеличить диаметры шкивов.

6. Межцентровое расстояние (м)

7. Длина ремня определяется по следующей формуле:

8. Угол обхвата α ремнем малого шкива


Значение α должно быть не меньше 150°; если это условие не соблюдается, следует увеличить межцентровое расстояние.

9. В зависимости от фактического отношения выбирают приведенное полезное напряжение (см. табл. 5).

10. Требуемая площадь поперечного сечения ремня

где b — ширина ремня, мм; δ — толщина ремня, мм; — окружное усилие, Н, = 1000 (P/v); — допускаемое полезное напряжение, соответствующее условиям работы рассчитываемой передачи, ; C1 — коэффициент, учитывающий угол обхвата, C1 = 1 — 0,003 (180° — α); С2 — коэффициент, учитывающий скорость ремня, С2 = 1,04 — 0,0004; С3 — коэффициент режима работы ременной передачи (если рабочая нагрузка постоянна, С3 = 1 ÷О,9; при незначительных ее колебаниях С3 = 0,9÷0,8; при значительных колебаниях С3 = 0,8÷0,7; при очень неравномерной нагрузке С3 = 0,7÷О,6); С4 — коэффициент, зависящий от рода передачи и угла наклона ее к горизонту; значения С4 приведены в табл. 6:

По найденному значению определяют ширину ремня и округляют до стандартного значения.

 

 

5.8.4 Клиноременная передача

 


Клиновой ремень в поперечном сечении представляет собой трапецию (рис. 1).

рис. 1

Нагрузку воспринимает корд из химических волокон, изготовленный из нескольких слоев кордоткани 2 (см. рис. 2) или шнура 3, завулканизированных в специальную резину 4, обернутую слоями прорезиненной ткани 1.

рис. 2

Передача клиновыми ремнями (рис. 2) имеет следующие преимущества по сравнению с плоскоременными передачами:
- возможность осуществления более высоких передаточных отношений (до 7 и даже до 10);
- возможность применения при малых межцентровых расстояниях а, если в случае плоскоременной передачи , то в клиноременной передаче
- надежность работы при любом расположении передачи и даже при вертикально расположенных налах;
- возможность одной передачей осуществлять вращение нескольких ведомых валов без применения натяжных роликов.
- возможность создания передачи с бесступенчатым регулированием угловой скорости ведомого вала;
- большая плавность работы за счет отсутствия скреплений ремней;
- компактность передачи, позволяющая более просто осуществить ее ограждение;
- сохранение работоспособности при обрыве одного из ремней.

Ряд достоинств клиноременной передачи обусловлен возникновением на клинчатых поверхностях ремня (шкива) сил трения, больших, чем в плоскоременной передаче при том же натяжении. В настоящее время клиноременная передача имеет наиболее широкое распространение после зубчатых передач.

Размеры клиновых ремней принимают по ГОСТ 1284—68 семи сечений (О, А, Б, В, Г, Д, Е) в виде бесконечных колец. Угол профиля φ (рис. 1) равен 40°.

Каждый ремень клиноременной передачи представляет собой бесконечную ленту. Для более удобного надевания и снятия ремня, а также для регулирования его натяжения (по мере вытяжки) один шкив устанавливают так, чтобы он имел возможность перемещаться перпендикулярно к оси вала.

Правильно установленный ремень должен плотно прилегать к боковым граням желоба шкива, не выдаваясь за пределы обода и не касаясь дна желоба (рис. 3).

рис. 3

Клиноременная передача применяется при мощности привода до 200 кВт и окружных скоростях до 25—30 м/с.

Расчет передачи сводится к выбору ремня стандартных профиля и длины и определению числа z ремней, необходимых для передачи заданной мощности Р.

Для выполнения расчета должны быть известны: а — желательное межцентровое расстояние; Р — передаваемая мощность; ω1 — угловая скорость ведущего шкива; ω2 — угловая скорость ведомого шкива.

Расчет клиноременной передачи рекомендуется вести в такой последовательности:

1. Выбрать по заданной мощности подходящий профиль ремня (табл.7).

2. Определить передаточное отношение

3. Выбрать расчетный диаметр меньшего шкива. Для увеличения срока службы ремня необходимо выбирать большие диаметры шкивов, учитывая конструктивные особенности передачи и рекомендуемые пределы скорости ремня 15 — 25 м/с. Значения скорости ниже 5 и более 30 м/с, а также диаметры шкивов меньше минимальных значений принимать не следует, т. е. должно быть

4. Определить диаметр большего (ведомого) шкива по формуле


где ε — коэффициент, учитывающий скольжение ремня, ε = 0,01 ÷0,03.

Расчетный диаметр D2 следует округлить до стандартных значений по ГОСТ 1284—68.

5. Определить расчетную длину ремня по формуле


По вычисленной таким образом длине L выбирают по ГОСТ 1284 — 68 стандартную длину ремня L0 и уточняют межцентровое расстояние

6. Определить окружное усилие

F = P/v

7. Определить число ремней


где — допускаемое полезное напряжение, МПа; — площадь поперечного сечения ремня выбранного профиля.

Допускаемое полезное напряжение выбирается на основании опытов по определению тяговой способности клиноременной передачи и связано с допускаемым приведенным полезным напряжением , выбираемым по табл. 8,

Таблица 8. Значение приведенного полезного напряжения при = 1,5 Н/мм?

следующим соотношением:


Число ремней z не должно превышать 8 — 12; в противном случае следует перейти на большее сечение ремня.

Ограничение числа ремней объясняется тем, что при большом их числе трудно рассчитывать на равномерность распределения нагрузки между ними вследствие колебаний фактических длин ремней и отклонений в размерах отдельных канавок шкивов.

 

5.8.5 Передача зубчатым ремнем

 

Передача и преобразование движения с помощью зубчатого ремня осуществляются за счет геометрического взаимодействия зубчатых ремней с ведущим и ведомым зубчатыми колесами.

Эти передачи обладают следующими достоинствами:
- работа передачи без проскальзывания, т. е. передаточное отношение
- бесшумность, компактность, передача не требует периодического регулирования;
- стабильность и высокая несущая способность.

Зубчатый ремень состоит из скрученных кордных нитей, имеющих высокую разрывную прочность по всей ширине ремня.

Зубчатая поверхность ремня облицована тканью на основе нейлона.

Ремень имеет высокую усталостную выносливость, стойкость против воздействия масла, тепла и влаги.

 

Предыдущий раздел

Главная

Содержание

Следующий раздел