Лекции

 

 

Главная

Раздел 12. Ременные передачи.

 

Содержание

Устройство и назначение

Классификация ременных передач

Область применения

Достоинства и недостатки ременных передач

Устройства для натяжения ремня

Плоскоременная передача. Конструкция и основные геометрические соотношения

Материалы плоскоременных передач

Конструкции ремней для плоскоременных передач

Соединение ремней

Конструкции шкивов плоскоременных передач

Геометрия передачи, кинематические соотношения и КПД плоскоременной передачи

Клиноременная передача. Основные геометрические соотношения и конструкции

Достоинства и недостатки клиноременных передач

Ремни для клиноременных передач

Разновидности клиноременных передач

Основы теории расчета ременных передач. Силы и напряжения в ремнях, кривые скольжения и допускаемые полезные напряжения

Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи

Последовательность проектировочного расчета плоскоременных пе­редач

Расчет клиноременной передачи на тяговую способность и долговечность

Последовательность проектировочного расчета клиноременной и по­ликлиновой передачи

Передачи зубчатым ремнем

Расчет передачи зубчатым ремнем

Шкивы передач зубчатым ремнем

Ременные вариаторы

Рекомендации по конструированию ременных передач

Вопросы для самопроверки

Задачи для самостоятельного решения

 

Устройство и назначение

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их бесконечного ремня, надетого с натяжением. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами. Ведущий шкив силами трения, возникающими на поверхности контакта шкива с ремнем вследствие его натяжения, приводит ремень в движение. Ремень в свою очередь заставляет вращаться ведомый шкив. Таким образом, мощность передается с ведущего шкива на ведомый. С увеличением угла обхвата шкива ремнем, натяжения ремня и коэффициента тре­ния возрастает возможность передачи большей нагрузки. Ременная передача предназначена для передачи энергии от ведущего вала О1 к ведомому О2 (рис. 1,а) с изменением или без изменения значения угловой скорости. На рис. 1,б. показана схема ременной передачи, состоящей из ведущего шкива О1 и четырех ведомых шкивов (О2, О3, О4, О5).

Ременные передачи могут надежно работать в относительно широком диапазоне передаваемых мощностей P (от 0,1 кВт до 50 кВт), скоростей v (до 100 м/с), передаточных отношений i (до 8), межосевых расстояний (до 15 м), имеют КПД  = 0,92...0,97.

а)                                            б)

 

Рис. 1. Конструкция ременной передачи

 

Классификация ременных передач

Ременные передачи классифицируют по следую­щим признакам.

1. По форме сечения ремня:

- плоскоременные (попе­речное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис.2, а);

- клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции, рис.2, б);

- круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис.2, в);

- с зубчатыми ремнями (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов, рис.2, д);

- с поликлиновыми ремнями (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции, рис.2, г).

Рис.2. Типы ремней ременных передач: а — плоский ремень; б — клиновый ремень;

в — круглый ремень; гполиклиновый ремень; д — зубчатый ремень

 

Рис.3. Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в по­луперекрестная передача (со скрещивающимися валами);

гугловая передача (с направляю­щим роликом); д — передача с нажимным роликом; е — передача со ступенчатым шкивом

 

2.  По взаимному расположению осей валов:

- с параллельными осями (см. рис.3, а, б);

- с пересекающимися осями — угловые (см. рис.3, г);

- со скрещивающимися осями (см. рис.3, в).

3.  По направлению вращения шкива:

- с одинаковым  направлением  (открытые  и  полуоткрытые) (см. рис.3, а);

- с противоположными направлениями (перекрестные)  (см. рис.3, б).

4.  По способу создания натяжения ремня:

- простые (см. рис.3, а);

- с нажимным роликом (см. рис.3, д);

- с натяжным устройством (см. рис.3.3).

5.  По конструкции шкивов:

- с однорядными шкивами (см. рис.3, а—д);

- с двухшкивным валом, один из шкивов которого холостой;

- со ступенчатыми шкивами для  изменения передаточного числа (см. рис.3, е).

6. По количеству валов, охватываемых одним ремнем:

- двухвальная передача;

- трехвальная передача;

- четырехвальная передача;

- многовальная передача.

7. По виду тягового (основного несущего) слоя (корда), располагающегося примерно по центру тяжести поперечного сечения ремня, различают

- кордотканевые ремни (рис.3.1,а)

- кордошнуровые ремни (рис.3.1,б).

п-1

Рис.3.1

 

Корд выполняют из химических волокон: вискозы, лавсана, стекловолокна и т.д.

В кордотканевых ремнях корд выполнен в виде нескольких (2…5) слоев кордткани с основой из скрученных шнуров и тонких редких нитей утка, который лишь предохраняет корд от рассыпания в процессе прорезинивания.

В кордошнуровых ремнях корд состоит из одного слоя высокопрочного кордшнура диаметром (1,6…1,7) мм, намотанного по винтовой линии. Кордошнуровые ремни, наиболее гибкие и долговечные, в настоящее время все больше вытесняют кордотканевые ремни.

 

Область применения

Ременные передачи относится к механическим передачам трения с гибкой связью и применяют в случае если необходимо передать нагрузку между валами, которые расположены на значительных расстояниях и при отсутствии строгих требований к передаточному отношению. Несмотря на перечисленные недостатки, ременные передачи в промышленности и народном хозяйстве занимают второе место после зубчатых.

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. Применение плоскоременных передач ограничено, так как их эксплуатационные свойства хуже, чем ременных передач других видов. Исключение составляют перспективные передачи с пленочными синтетическими ремнями.

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. Однако при большом числе параллельно работающих клиновых ремней практически невозможно добиться их равномерного нагружения, что обусловлено неизбежной (из-за неточностей изготовления) разностью их длин. В связи с этим рекомендуется применять в одном комплекте не более 4-х ремней.

Удачной попыткой устранения этого недостатка клиновых ремней является изобретение поликлиновых ремней, сочетающих в себе достоинства плоских (монолитность и гибкость) и клиновых ремней (повышенные значения сил трения между рабочими поверхностями ремня и шкива).

При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числа, точности вращения 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.).

Передаваемая мощность силовых ременных передач практически дос­тигает 50 кВт, хотя известны плоскоременные передачи мощностью и 1500 кВт. Скорость ремня v = 5 - 30 м/с (в сверхскоростных передачах v = 100 м/с). В механических приводах ременная передача используется чаще всего как понижающая передача. Максимальное передаточное отношение Umax = 5 – 6 для передач без натяжного ролика и Umax = 6 – 10 для передач с натяжным роликом, допускают кратковременную перегрузку до 200%.

 

Достоинства и недостатки ременных передач

  Достоинства:

- возможность расположения ведущего и ведомого шкивов на больших расстояниях (amax = 12...15 м - плоскими ремнями, amax 6 м - клиновыми ремнями) (что важно, например, для сельскохозяйственного ма­шиностроения);

- передаточное отношение i <7 (обычно i<4... 5);

- плавность хода;

- бесшумность работы передачи, обусловленные эластичностью ремня;

- малая чувствительность к толчкам и ударам, а также к перегрузкам, способность пробуксовывать;

- возможность работы с большими угловыми скоростями до 30 м/с (быстроходные плоскоременные передачи специальными цельноткаными бесшовными тонкими и легкими ремнями достигают скорости 50... 60 м/с, а сверхбыстроходные - до 100 м/с);

- предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня;

- пониженные требования к точности взаимного расположения валов передачи;

- возможность работы при высоких оборотах;

- способность самопредохранения (исключая зубчатоременные передачи) от неучтенных перегрузок, благодаря возможности пробуксовки ремня на шкивах;

- простота конструкции

- дешевизна.

Недостатки:

Общие недостатки, присущие всем фрикционным передачам: необходимость обеспечения значительных усилий взаимодействия элементов передачи, нужных для создания требуемых значений сил трения, и неизбежность проскальзывания взаимодействующих элементов - свойственны и фрикционным ременным передачам.

Следствием этих недостатков являются:

- значительные габариты шкивов;

- высокие нагрузки на валы и опоры (подшипники) из-за натяжения ремня;

- невозможность (из-за неизбежного проскальзывания ремня по шкивам) получения точных, неизменных значений передаточных чисел (исключая зубчатоременные передачи);

- невысокие износостойкость и выносливость ремней (невысокая долговечность 1000…5000 часов);

- постепенное вытягивание ремней, их недолговечность;

- необходимость применения в передачах специальных устройств, предназначенных для натяжения ремня, или его перешивок по мере вытягивания в процессе эксплуатации передачи;

- необходимость защиты ремней от попадания на них минеральных масел, бензина, щелочей и т.п.;

- возможность электризации ремней, исключающая использование ременных передач во взрывоопасных средах;

- значительные эксплуатационные расходы, связанные со сравнительно большими потерями на трение (затраты на электроэнергию) и низкой (1000…5000 ч) долговечностью ремней, вызывающей дополнительные затраты на их замену в процессе эксплуатации передачи.

В связи с отмеченными особенностями ременные передачи в основном применяют для передачи вращательного движения между параллельными валами, расположенными на сравнительно большом расстоянии друг от друга, при невысоких (обычно не более 40…50 кВт) значениях передаваемой мощности, передаточных числах U=2…3 и, как правило, для быстроходной ступени привода, так как в этом случае их важнейший недостаток - большие габариты шкивов - оказывает наименьшее влияние на габариты и массу привода в целом. Поэтому для ременных передач наиболее характерна установка ведущего шкива на валу электродвигателя.

 

Устройства для натяжения ремня

Для нормальной работы передачи необходимо предварительное натя­жение ремня, обеспечивающее возникновение сил трения на участках кон­такта (ремень—шкив). Оно осуществляется: 1) вследствие упругости ремня — укорочением его при сшивке, передвижением одного вала или с помощью нажимного ролика; 2) под действием силы тяжести качающейся системы мы или силы пружины; 3) автоматически, в результате реактивного момента, возникающего на статоре двигателя; 4) с применением специальных натяжных устройств  (рис.3, д и рис.3.2). Так как на практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, то ремни с постоянным предварительным натяжением в период недогрузок оказываются излишне натянутыми, что ведет к резкому снижению долговечности. С этих позиций целесообразнее применять третий способ, при котором натяжение меняется в зависимости от нагрузки и срок службы ремня наибольший. Однако автоматическое натяжение в реверсивных передачах с непараллельными осями валов применить нельзя.

 

Рис.3.2. Регулировка натяжения ремня перемещением двигателя:

1 — ремень; 2 — шкив; 3 — натяжное устройство

Способы регулирования натяжения ремней установки электродвигателя

а) на салазках;  б) на шарнирной плите

 

 

Рис 1-2

Рис.3.3. Способы предварительного натяжения приводных ремней

 

18_27

Рис.3.4. Натяжные устройства а) с отклоняющим роликом;  б) с оттяжным роликом

 

Первоначальное натяжение ремня обеспечивают одним из следующих способов:

- периодическим перемещением в процессе эксплуатации ременной передачи одного из её шкивов при помощи передачи “Винт-гайка” (рис. 3.3, а; б);

- автоматическим перемещением одного из шкивов передачи, вызываемым силой тяжести вспомогательных грузов или упругости пружины (рис. 3.3, в);

- перемещением (периодическим или автоматическим, используя дополнительные грузы или пружины) специального натяжного или оттяжного ролика (рис. 3.3, г, рис.3.4, а, б), обычно взаимодействующего с внутренней стороной (что повышает долговечность ремня из-за отсутствия его перегибов в противоположную сторону) ведомой ветви ремня;

- специальными устройствами (рис. 3.3, д), автоматически обеспечивающими в процессе эксплуатации передачи необходимое значение натяжения её ремня в зависимости от конкретного значения внешней нагрузки;

- предварительным упругим растяжением ремня (наименее надежный способ, практически не применяемый в настоящее время).

В ременных передачах со шкивом, расположенным на валу электродвигателя, наибольшее применение получили натяжные устройства, которые предусматривают периодическое (при помощи передачи “Винт-гайка”) перемещение (осуществляемое при профилактических работах, проводимых в процессе эксплуатации передачи) этого шкива вместе с электродвигателем, устанавливаемым в этом случае на салазках (рис. 3.3, а) или поворотной плите (рис. 3.3, б).

В передачах, имеющих шкив, установленный на приводном валу проектируемого изделия, основное применение получили устройства с натяжным роликом (рис. 3.3, г).

Первоначальное усилие натяжения ремня F0 оказывает значительное влияние на работоспособность фрикционной ременной передачи. Так при заниженном (по сравнению с необходимым) значении усилия F0 возникает пробуксовка ремня по шкиву, вследствие чего повышается интенсивность изнашивания рабочих поверхностей ремня, снижается КПД передачи, увеличиваются колебания передаточного числа и неравномерность вращения ведомого шкива передачи, а при длительной пробуксовке ремня возможен его перегрев, вызывающий расслаивание ремня и потерю работоспособности передачи. Завышенное значение усилия F0 резко снижает долговечность ремня, повышает нагрузки, действующие на валы передачи и их подшипники.

В связи с этим контроль величины F0 для фрикционных ременных передач является весьма актуальным не только при монтаже передачи, но и в процессе её эксплуатации.

безымянный1

Рис.3.5. Схема контроля величины усилия первоначального натяжения ремня

 

Обычно первоначальное натяжение ремня контролируют путем подвешивания посередине верхней его ветви небольшого (весом Fg =10…50 H, чтобы существенно не изменять натяжение ремня) контрольного грузика и измерения стрелы провисания ветви ремня f под этим грузиком (рис. 3.5).

Измеренное значение стрелы провисания fизм должно отличаться от ее необходимого значения f не более, чем на ±1,0 мм.

Необходимое значение стрелы провисания ветви ремня f, мм, под контрольным грузом, имеющим вес Fg, находят по следующей зависимости, полученной из разложения сил (рис. 3.5):

где Fg = (10…15)Н - вес контрольного грузика;

aмон - необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи, мм;

 - угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня, град;

F0 - необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня, Н.

Необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи амон определяют исходя из нижеследующих соображений.

При подтягивании ремня винтовым устройством или пружиной необходимое значение упругого удлинения ветви ремня l, мм, которое должно быть создано в процессе подтягивания, составляет:

где lмон - длина ветви ремня после его натяжения, мм;

lном - длина ветви ремня в исходном состоянии передачи, мм;

Кв = 1,2…1,4 - коэффициент запаса натяжения, учитывающий вытягивание ремня: больший - для новых ремней и меньший - для ремней, уже подвергшихся вытягиванию в процессе их эксплуатации;

F0 - необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня, Н;

Е - модуль продольной упругости материала ремня, МПа (для новых кордотканевых ремней Е =250 МПа, а для кордошнуровых Е =500 МПа; для кордотканевых ремней, уже подвергнутых вытягиванию в процессе их эксплуатации, Е = 400 МПа, а для кордошнуровых в этом случае принимают Е = 600 МПа);

А - площадь поперечного сечения ремня, мм2.

В свою очередь, из тригонометрических соотношений вспомогательного прямоугольного треугольника О1АО2 (рис. 3.4) имеем

lмон=aмонcos;     lном=aномcos, 

где aмон; aном - соответственно монтажное и номинальное межосевые расстояния передачи, мм;

 - угол наклона ветви ремня к линии центров передачи О1О2, град, (рис. 3.4).

С учетом найденных значений получим:

Откуда искомое значение необходимого монтажного межосевого расстояния передачи составит:

Угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня , град, вычисляется по очевидной зависимости (рис. 3.4)

где  - угол наклона к горизонтали линии центров передачи, град;

 - угол наклона ветви ремня к линии центров передачи О1О2, град.

Угол наклона ветви ремня к линии центров передачи , град, определяют из тригонометрических соотношений вспомогательного прямоугольного треугольника О1АО2 (рис. 3.4)

где dp1; dp2 - расчётные диаметры соответственно малого и большого шкивов передачи, мм;

aмон - монтажное межосевое расстояние передачи, мм.

Найденное необходимое значение стрелы провисания верхней ветви ремня f, округлённое до ближайшего меньшего целого числа, должно быть указано в одном из пунктов технических требований, помещаемых на монтажном чертеже передачи, сформулированном по типу: ”Натяжение ремней при окончательном монтаже передачи проводить до обеспечения стрелы провисания верхней ветви ремня под грузом, имеющим вес … Н, в пределах … 1,0 мм”.

В зубчатоременных передачах (в отличие от фрикционных) первоначальное натяжение ремня необходимо только для устранения зазоров в зацеплении ремня со шкивами и обеспечения правильного набегания ремня на шкивы. В связи с этим требуемое значение усилия первоначального натяжения зубчатого ремня F0 значительно ниже, чем для других видов приводных ремней.

 

Плоскоременная передача. Конструкция и основные геометрические соотношения

Ременную передачу с параллельными, пересекающимися или скрещи­вающимися осями с плоским приводным ремнем называют плоскоременной. На рис. 1 показаны варианты плоскоременной передачи. Эта переда­ча проста по конструкции, может работать при весьма высоких скоростях (до 100 м/с) и больших межосевых расстояниях (до 15 м). Вследствие боль­шой эластичности ремня она обладает сравнительно высокой долговечностью. Они требуют шкивов с простейшей формой обода, допускают передачу вращательного движения между валами, как угодно расположенными в пространстве, а вследствие малой толщины плоские ремни обладают наибольшей (по сравнению с другими видами приводных ремней) гибкостью, в связи с чем они испытывают меньшие напряжения изгиба при своем движении по шкивам передачи. Для плоскоременных передач рекомендуется принимать и < 6 (с на­тяжным роликом — до 10). До появления клиноременной передачи плос­коременная имела преимущественное распространение.

Однако плоскоременные передачи требуют более высокого, чем остальные виды передач, значения усилия первоначального натяжения ремня F0, необходимого для работы без буксования на шкивах, вследствие чего повышаются нагрузки на валы передачи и их подшипники. Помимо этого, из-за особенностей технологии изготовления значительная часть плоских ремней выпускается не бесконечными (замкнутыми), а в виде лент конечной длины - в рулонах. Поэтому при монтаже плоскоременной передачи концы ремня приходиться соединять друг с другом. Соединение концов ремня в той или иной степени повышает его жесткость и вес в зоне этого соединения, что ухудшает работу ремня на шкивах и значительно снижает его долговечность.

Поэтому плоские ремни в настоящее время получили весьма ограниченное применение (только при необходимости передачи вращения на расстояние свыше 4 м и при скоростях движения ремня свыше 40 м/с).

На практике встречаются самые различные конструкции передач, с плоским ремнем. Рассмотрим наиболее типичные:

- открытая (см. рис. 3, а) — самая простая, надежная и удобная в работе передача; ее применяют при параллельных осях;

- перекрестная (см. рис.3, 6) — используется при необходимости вращения шкивов в противоположных направлениях и параллельных осях. Имеет повышенное изнашивание кромки ремня. Эта передача не находит широкого применения;

- полуперекрестная (см. рис.3, в) — передача для перекрещивающих­ся осей;

- угловая (рис.3, г) — рекомендуется при пересекающихся осях (пре­имущественно под углом 90°).

 

Материалы плоскоременных передач

Общие требования к материалам приводных ремней: износостойкость и прочность при циклических нагруз­ках; высокий коэффициент трения со шкивами; малый модуль упругости и изгибную жесткость.

Этим условиям удовлетворяют высококачественная кожа и синтетические материалы (резина), армированные белтинговым тканевым (ГОСТ 6982-54), полимерным (капрон, полиамид С-6, каучук СКН-40, латекс) или металлическим кордом. Применяются прорезиненные тканевые ремни (ГОСТ 101-54), слоистые нарезные ремни с резиновыми прослойками, послойно и спирально завёрнутые ремни. В сырых помещениях и агрессивных средах применяют ремни с резиновыми прокладками. На рис. 3.5 приведены конструкции основных типов плоских ремней: резинотканевые (рис. 3.5,а); прорезиненные кордошнуровые (рис.3.5,б); синтетические (рис. 3.5,в).

Шкивы изготовляют из чугуна марки СЧ10, СЧ15, СЧ25 и др. Шкив сварных конструкций изготовляют из стали марок Ст1, Ст2 и др. Для шкивов облегченных конструкций используют алюминиевые сплавы, текстолиты.

Для уменьшения проскальзывания ремня для изготовления шкивов ре­менной передачи желательно выбрать текстолит. По сравнению с перечис­ленными материалами в этом случае передача будет иметь большую надеж­ность работы без пробуксовки.

 

Конструкции ремней для плоскоременных передач

По виду применяемого материала в современном машиностроении получили основное применение тканевые и прорезиненные ремни. В свою очередь, тканевые ремни бывают резинотканевыми и синтетическими (рис.3.6). Размеры и характеристики кожаных, прорезиненных и хлопчатобумажных ремней стандартизованы (табл. 1).

а)                                                                    б)                                                               в)

Рис.3.6. Основные типы плоских ремней: а — резинотканевый ремень; б — прорезиненный кордошнуровый ремень;

в — синтетический ремень

 

       Кожаные ремни изготовляют из кожи животных (кожу подвергают спе­циальному дублению). Эти ремни обладают высокой тяговой способно­стью, эластичностью и износостойкостью, допускают меньшие диаметры шкивов, хорошо работают при переменных и ударных нагрузках. Однако из-за дефицитности и высокой стоимости в настоящее время их применяют редко, только для особо ответственных конструкций. Кожаные ремни не рекомендуются для эксплуа­тации в средах с высокой влажностью, с парами кислот и шелочей.

Основа прорезиненного ремня — прочная кордовая провулканизованная крупноплетенная техническая хлопчатобумажная ткань (бельтинг) в 2-9 слоев связанных между собой вулканизированной резиной. Ткань, имеющая больший модуль упругости, чем резина, передает основную часть нагрузки. Резина повышает коэффициент трения, обеспечивает работу ремня как единого целого и защищает ткань от повреждений и истирания во время работы передачи. Вследствие прочности, эластичности, малой чувствительности к влаге и колебаниям температуры прорезиненные ремни широко распространены. В зави­симости от варианта укладки тканевой основы перед вулканизацией ремни делят на три типа (рис.4): А — нарезные (ткань нарезается по ширине ремня), кромки защищены специальным водостойким составом, применяются наиболее часто, скорость ремня до 30 м/с; Б — послойно-завернутые, используются для тяжелых условий работы при скоростях до 20 м/с; В — спирально-завернутые изготавливаются, из одного куска бельтинговой ткани без прослоек между прокладками, применяются при малых нагрузках и скоростях до 15 м/с, обеспечивает повышенную износостойкость кромок. Наиболее гибкие ремни типа А, они получили преимущественное распространение. Недостатком этих ремней является разрушающее воздействие на них минеральных масел, бензина, щелочей. Прорезиненные ремни всех типов изготовляют как без резиновых обкла­док (для нормальных условий работы), так и с обкладками (для работы в сы­рых помещениях, а также в среде, насыщенной парами кислот и щелочей).

Текстильные ремни (хлопчатобумажные и шерстяные) (ОСТ/НКТП 3157) изготавливают в несколько слоев из шерстяных и хлопчатобумажных нитей. Пропитываются составом из олифы, порошкового мела и железного сурика. Они менее чувствительны к повышенной температуре, влажности, парам кислот и щелочей, что и определяет их область применения. Изготавливаются конечной ширины от 50 мм до 500 мм, толщиной от 6 мм до 11 мм. Обладают упругостью, хорошо работают при неравномерной и ударной нагрузке. Максимально допустимая скорость V = 30 м/с, предел прочности на разрыв, σв = 30 МПа. Ппригодны для работы в атмосфере запыленной, насыщенной парами щелочей, бензина, при резких колебаниях нагрузки, но тяговая способность их сравнительно низкая.

Хлопчатобумажные ремни изготовляют на ткацких станках из хлопча­тобумажной пряжи в несколько переплетающихся слоев (четыре-восемь) с последующей пропиткой азокеритом и битумом. Хлопчатобумажные ремни имеют меньшую стоимость, чем прорезиненные.

Шерстяные ремни изготовляют из шерстяной пряжи, переплетенной и прошитой хлопчатобумажной пряжей, пропитанной составом из олифы, мела и железного сурика. Нагрузочная способность этих ремней выше, чем хлопчатобумажных. Находят применение в химической промышленности.

 

Таблица 1. Основные технические характеристики плоских ремней

Параметры

Кожаные

Прорезиненные

Хлопчатобу­мажные

Тип А (рис.4)

Тип Б (рис.4)

Тип В (рис.4)

Ширина ремней b, мм

16;  20;  25; 32;  40;  50; 63;  71; 80; 

90; 100;  112; 125;  140; 160;  180; 

200;  240;  250;  280;  355;  400; 

450; 500; 560

20; 25; 30; 40; 45; 50; 60;

70; 75; 80; 85; 90; 100;

125; 150; 200; 250; 300;

400; 450; 500; 600; 700;

800; 900; 1000; 1100

20; 25; 30; 40; 45; 50;

200; 250; 300; 375;

400; 425; 450; 500

20; 25; 30; 40; 50; 60;

70; 75; 80; 85; 90;

110; 125; 150; 200;

250; 300; 375; 400;

425; 450; 500

30; 40; 50; 60; 75; 90;

100; 115; 125; 150; 175;

200; 224; 250

Толщина ремня, мм

3-6 (одинарные)

6; 8; 10; 12; 14; 16

3; 4; 5; 6; 7; 5; 9;

10,5; 12; 13,5

2,5; 3,75; 5; 6,25; 7,5;

8,75; 10; 11,25

4,5; 6,5; 8,5

Число прокладок (слоев)

3-9

2-9

3-9

4-8

Напряжение начального натяжения σ0, МПа

16

18

20

24

16

18

20

24

16; 18; 20; 24

s

2,7

2,9

3,2

3,6

2,3

2,5

2,7

3,1

2,0; 2,1; 2,3; 2,5; 4; 15; 17; 20

W

33

40

27

30

9

10

11

14

Отношение 𝛿/Dmin:

рекомендуемое

допускаемое

 

0,028

0,04

 

0,025

0,0033

 

0,025-0,033

0,028-0,04

Наибольшая рекомендуемая скорость

40

30

20

15

25

Плотность, кг3

980

1200-1500

750-1050

Модуль продольной упругости Е, МПа

98,1—147

78,5-118

29,4-59

Примечание: s, w — опытные коэффициенты.

Рис.4. Конструкции плоских ремней

 

Синтетические тканевые ремни изготавливают из мешковых капроновых тканей просвечивающегося переплетения. Эти ткани пропитывают раствором полиамида С-6 и покрывают пленкой на основе этого полиамида с нитрильным каучуком.

Полиамидные ремни изготавливают из искусственных нитей, полученных путем холодной протяжки из полиамидной смолы или ленты. Ремни из этого материала пригодны для передач с малым межосевым расстоянием и для высокоскоростных передач (V = 70 м/с). Нейлоновый плоский ремень, покрытый каучуковой смесью, показал хорошие результаты работы при (V = 100 м/с). Полиамидные ремни бесшумны и имеют ничтожный износ. Двухслойные ремни из нейлона и хромовой кожи обладают очень большой прочностью и эластичностью. Хромовая: кожа при работе по металлу имеет высокий коэффициент трения. Такие ремни передают в три раза большую мощность на единицу ширины ремня, чем кожаные или хлопчатобумажные.

Широкое распространение получают пленочные ремни из капроновой ткани или саржи с фрикционным покрытием (пленкой). Высокая статическая и усталостная прочность синтетических материалов дала возможность снизить толщину ремня (= 0,41,2 мм), его массу и действие центробежных сил. Это позволило повысить скорость ремня от 2530 (для обычных ремней) до 75150 м/с и одновременно обеспечить большую плавность работы, что особенно важно для современного машиностроения.

Синтетические ремни ввиду их повышенной прочности и долговечности, а также возможности обеспечить достаточно высокое значение коэффициента трения являются наиболее перспективными из тканевых ремней. Эти ремни имеют малую массу и сравнительно высокий ко­эффициент трения с шкивом (f<< 0,5). Применяются в приводах быстро­ходных и сверхбыстроходных передач ([v] < 100 м/с).

Однако до сих пор они изготавливаются в ограниченном диапазоне размеров, что сдерживает возможность их более широкого применения.

Примеры условных обозначений ремней:

- ремень резинотканевый шириной b = 50 мм с четырьмя прокладками из ткани Б-800 толщиной δ = 4,5 мм из резины класса В:  Ремень 50 - 4- Б-800 - 4,5 - В ГОСТ 23831-79

- ремень сечения В длиной l = 2500 мм с кордтканью: Ремень В 2500 Т ГОСТ 1284.1-80 - ГОСТ 1284.2-80

- ремень сечения Б длиной l = 1800 мм с кордшнуром: Ремень Б 1800 Ш ГОСТ 1284.1-80 - ГОСТ 1284.2-80.

 

Соединение ремней

Плоские ремни в основном изготовляют в виде длинных лент и поставляют потребителю в рулонах. Перед установкой ремня производят соединение его концов (для получения замкнутой лен­ты) методом склеивания, сшивания или скрепления металлическими деталями. Соединение концов ремней оказывает большое влияние на работу передачи, особенно при больших скоростях. Выбирая тип соединения следует учитывать рекомендации специальной литературы.

Сшивка — широко доступный метод, приемлемый для любых типов ремней. Сшивку концов ремня встык или внахлестку производят ушивальниками — ремешками из сыромятной кожи. Иногда для сшивки применя­ют жильные струны (диаметром 1,5-3,0 мм).

Соединение концов ремня

концы ремня

Рис.4.1. Соединение ремней: а) склеивание по косому срезу; б) склеивание по ступенчатой поверхности;

в), г) сшивка встык жильными струнами; д) сшивка проволочными спиралями.

  

Самый совершенный способ соединения – склеивание, которое производят для однородных ремней по косому срезу (рис.4.1,а), для слоёных по ступенчатой поверхности (рис.4.1,б). Надёжным способом считают сшивку встык жильными струнами (рис.4.1,в, г). Из механических соединений лучшими являются проволочные спирали, которые продеваются в отверстия и после прессования обжимают концы ремней (рис.4.1,д).

 

Конструкции шкивов плоскоременных передач

Шкив (рис.5, а) состоит из обода 1, спин (или диска) 2 и ступицы 3. Плоскоременные шкивы имеют гладкую рабочую поверхность обода и по стандарту выполняются трех исполнений (рис.5, б).

Для предупреждения спадания плоского ремня со шкивов один из них (чаще больший) выполняют с выпуклым ободом, описанным по дуге, или цилиндрическими с двусторонней конусностью (рис.5, б). Стрелу выпук­лости обода шкива h принимают в зависимости от диаметра шкива D и ширины ремня b. Ведущий шкив применяют второго исполнения, ведомый — первого и второго. Шероховатость Rz10 мкм. 

Рис.5. Конструкции шкивов плоскоременных передач

 

Рис. 5.1. Шкив плоскоременной передачи

 

В высокоскоростных передачах (V>40 м/с) на шкивах выполняют кольцевые канавки, которые, как показывает практика, уменьшают «аэродинамический клин» между ремнем и шкивом, ослабляющий сцепление между ними.

Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют до ближайшего значения из ряда R40 (ГОСТ 17383-73*). Чугунные шкивы применяют при скоростях до 3045 м/с. Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски, шкивы больших диаметров – ступицы эллиптического переменного сечения. Стальные сварные шкивы применяют при скоростях 6080 м/с. Шкивы из лёгких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100 м/с.

Допуски на радиальное биение, торцовое биение, цилиндричности, круглости и профиля продольного сечения назначают по 7 степеням точности.

Каждый шкив при его работе со скоростью более 5 м/с должен быть статически отбалансирован.

В заказе на шкивы указывать:

- тип и исполнение шкива,

- наружный диаметр,

- ширину обода,

- диаметр посадочного отверстия,

- предельное отклонение посадочного отверстия.

При большой окружной скорости (v > 20 м/с) оба шкива делают первого исполнения. Основные размеры шкивов регла­ментированы стандартом; их выбирают по табл.2. При этом ширину обо­да шкива В (см. рис.5, а) выбирают в зависимости от ширины ремня b (см. рис.4, б).

Шероховатость рабочей поверхности обода Ra 2,5 мкм. В зависимости от ширины обода опре­деляют стрелу выпуклости по табл. 26. Толщина обода у края s = 0,005d + 3 мм; толщина выступа на внутренней стропе обода для плавного сопряжения его со спинами (высота рифта) е = s + 0,02B.

Шкивы диаметром до 300 мм выполняют обычно без спиц - с диском толщиной s1(0,8÷1)s. Шкивы диаметром до 500 мм выполняют с числом спиц z = 4; при d > 500 мм z = 6. Спицы эллиптического сечения рассчитывают на изгиб; принимают условно, что сила F1 воспринимается z/3 спицами. Расчетное сечение спиц располагают условно в диаметральной плоскости, проходящей через центр шкива перпендикулярно оси спицы; соотношение осей эллипса a: h = 0,4.

Момент сопротивления одной спицы в условном сечении

Условие прочности

откуда

Размеры осей эллипса в сечении спицы близ обода

a1=0,8a;   h1=0,8h.

Длина ступицы шкива L = (1,5÷2)d0 (но рекомендуется не больше ширины обода): наружный диаметр ступицы dl = (1,8÷2)d0, где d0 — диаметр отверстия.

 

Таблица 2. Размеры плоскоременных шкивов для плоских ремней (рис.5), мм

b

В

b

В

30

40

140

160

40

50

160

180

50

60

180

200

60

70

200

224

70

85

224

250

75

85

250

280

80

100

280

315

85

100

315

355

90

100

355

400

100

112

400

450

112

125

450

500

125

140

500

560

D, мм

Стрела выпуклости обода h при В, мм

Не более 125

140-160

180-200

224-250

280-315

355

Не менее 400

400

450

1,2

1,2

1,2

1,2

1,2

1,2

500

560

1,5

1,5

1,5

1,5

1,5

630

1,0

2,0

2,0

2,0

2,0

2,0

710

 

 

 

 

 

 

800

1,5

2,5

2,5

2,5

900

2,0

 

 

 

 

Обозначения: D диаметр шкива; В — ширина шкива; b ширина ремня.

 

У шкивов быстроходных передач рабочая поверхность выполняется по­лированной. При скорости v > 5 м/с шкивы подвергаются статической ба­лансировке, шкивы быстроходных передач — динамической.

 

Геометрия передачи, кинематические соотношения и КПД плоскоременной передачи

         Основные геометрические параметры D1 и D2 — диаметры ведуще­го и ведомого шкивов; а — межосевое расстояние; Вширина шкива; L — длина ремня; α — угол обхвата; β — угол между ветвями ремня (рис.6).

Рис.6. Основные геометрические параметры ременных передач

 

Углы α1 и α2, соответствующие дугам, по которым происходит касание ремня и обода шкива, называют углами обхвата. Перечисленные геометри­ческие параметры являются общими для всех типов ременных передач.

Расчет геометрических параметров.

1. Межосевое расстояние (рсстояние между геометрическими осями валов) определяется коснтрукцией машины или ее привода

 


где L расчетная длина ремня; D1 и D2 — диаметры ведущего (1) и ведомого (2) шкивов.

Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдать­ся условие:

 

 


при этом а должно быть не более 15 м.

2. Расчетная длина ремня (без учета припуска на соединение концов)

 


на сшивку добавляют еще 100-300 мм.

3. Диаметр ведущего шкива (малого), мм

 


где P1 — мощность на ведущем валу, кВт; — угловая скорость ведущего вала, рад/с.

4. Диаметр ведомого шкива

где и — передаточное число; — коэффициент скольжения.

При диаметре D > 300 мм шкивы изготовляют с четырьмя—шестью спицами. Для шкивов, имеющих отклонения от стандартных размеров, производят расчет на прочность. Обод рассчитывают на прочность как сво­бодно вращающееся кольцо под действием сил инерции; спицы рассчиты­вают на изгиб.

Допускаемые углы обхвата ременных передач.

Вследствие вытяжки и провисания ремня при эксплуатации углы обхвата  измеряются прибли­женно (в градусах):

В формуле (6) выражение

где  — угол между ветвями ремня (для плоскоременной передачи (< 30°)). Угол  между ветвями ремня влияет на величину углов обхвата (и ). Рекомендуется принимать также значение диаметров шкивов (D1 и D2), чтобы соблюдалось условие

где для плоскоременной  передачи  = 150°, для  клиноременной   = 120°.

Скорости ременных передач.

Окружные скорости на шкивах, м/с:

где D1 и D2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; n1 и n2 — частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин-1.

Окружная скорость на ведомом шкиве v2 меньше скорости на ведущем v1 вследствие скольжения:

где  — коэффициент скольжения.

где n2 – частота вращения на холостом ходу;  – частота вращения под нагрузкой.

Передаточное число.

В ременной передаче, как и во фрикционной, в результате упругого скольжения ремня окружные скорости не одинако­вые. Отсюда передаточное число

где , n1 — угловая скорость и частота вращения ведущего шкива; , n2 то же, ведомого шкива; D1, D2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов;  — коэффициент скольжения; T1, T2 - крутящие моменты на ведущем и ведомом валах; ηкпд передачи.

Относительная потеря скорости на шкивах характеризуется коэффици­ентом скольжения; при незначительном значении этого коэффициента ( < 0,02) приближенно имеем

Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения в ременной передаче. При перегрузке дуга покоя уменьшается до 0, ремень начинает скользить по всей поверхности шкива, наступает режим буксования. При этом ведомый шкив останавливается, а КПД передачи равен 0.

КПД ременных передач.

Учитывая потери при работе, КПД переда­чи определяют из выражения

где — относительные потери, связанные со скольжением на шкивах и вследствие упругости ремня; — относительные потери в опорах; — относительные потери от сопротивления воздуха (учитываются лишь при больших шкивах со спицами).

Если известная мощность P1 на ведущем шкиве и мощность P2 на ведо­мом (уменьшенная за счет потерь), то КПД передачи

для плоскоременной открытой передачи среднее значение КПД 0,96-0,98; для клиноременной передачи 0,95-0,96; для передачи с натяжным роли­ком 0,95.

 

Клиноременная передача. Основные геометрические соотношения и конструкции

Ременную передачу с параллельными осями, приводной ремень кото­рой имеет клиновую форму поперечного сечения, называют клиноременной (см. рис.3, б и 7). Клиноременную передачу выполняют только открытой. Клиновые ремни стандартизованы по сечению и длине.

Рис.7. Механизм с клиноременной передачей

 

Клиновые ремни (рис.7.1) имеют трапециевидное сечение с боковыми рабочими сторонами, соприкасающимися с канавками на шкивах. Благодаря клиновому действию ремни этого типа обладают повышенным сцеплением со шкивами. Это позволяет осуществить передачи с малым межосевым расстоянием, большим передаточным числом и с меньшим давлением на опоры. Работа передачи более спокойна т.к. отсутствует сшивка ремней, что важно при эксплуатации точных механизмов. При их вытяжке регулируется передвижение электродвигателя на салазках. Рекомендуемые угол обхвата малого шкива α = 120°, но передача хорошо работает и при α= 90°.

Максимально допустимая скорость vmax= 35 м/с. Практикой установлено Dmin/h = 11 для ремней малых сечений и Dmin/h = 27 – для ремней больших сечений. Здесь h – высота профиля клинового ремня. Чем меньше отношение Dmin/h, тем ниже КПД. Расчетным диаметром шкива считают диаметр его окружности по нейтральному слою. Кривые скольжения для клиновых ремней аналогичны кривым плоских ремней, но φ0 для клиновых ремней больше.

Рассмотрим малый участок ремня длиной dl, для этого участка силу натяжения можно приближенно принять постоянной. Из рис. 7.1 следует, что сила dFn, нормальная к поверхности канавки шкива, значительно больше силы натяжения dF:

тогда сила трения

Таким образом, клиновые ремни при том же натяжении обеспечивают примерно втрое большую силу трения по сравнению с плоскими ремнями. Последнее обстоятельство позволяет использовать клиновой 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). Однако из-за большой высоты сечения в клиновых ремнях возникают значительные напряжения при изгибе ремня на шкивах. Эти напряжения являются переменными и вызывают усталостное разрушение ремня.

Рис.7.1

 

Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива. Число клиновых ремней часто принимают от трех до пяти (максималь­но восемь ремней), но передача может быть и с одним ремнем. Однако при большом числе параллельно работающих клиновых ремней практически невозможно добиться их равномерного нагружения, что обусловлено неизбежной (из-за неточностей изготовления) разностью их длин. В связи с этим рекомендуется применять в одном комплекте не более 4-х ремней.

Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (для вариаторов). Узкие ремни допускают большее натяжение и более высокие скорости (до 40 м/с), передают в 1,5—2 раза большую мощность по сравнению с ремнями нормального сечения. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими.

Удачной попыткой устранения этого недостатка клиновых ремней является изобретение поликлиновых ремней, сочетающих в себе достоинства плоских (монолитность и гибкость) и клиновых ремней (повышенные значения сил трения между рабочими поверхностями ремня и шкива).

Из приводных ремней основное применение в настоящее время получили клиновые кордошнуровые ремни нормальных сечений, размеры которых регламентирует ГОСТ 1284.1 - 89. Это обусловлено тем, что, несмотря на наличие у других типов ремней несомненных преимуществ, узкие клиновые, поликлиновые и зубчатые ремни до сих пор выпускают в ограниченном количестве.

В связи с этим в условиях единичного, мелкосерийного и даже среднесерийного типов производства ременных передач, к точности вращения валов которых не предъявляются особые требования, необходимо применять клиновые кордошнуровые ремни нормального сечения.

В условиях крупносерийного или массового типов производства ременных передач, к габаритам которых не предъявляют особых требований, рекомендуются к использованию узкие клиновые ремни, а при наличии таких требований – поликлиновые.

При наличии особых требований к точности вращения валов проектируемого изделия необходимо (независимо от типа производства) применять зубчатые ремни.

Форму ка­навки шкива, называемой ручьями, проектируют так, чтобы между шкивом и ремнем постоянно был гарантированный радиальный зазор δ (рис.8, I). Рабочие поверхно­сти — это боковые стороны ремня, поэтому клиновый ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра шкива. Клиноременные переда­чи в машиностроении применяют чаще, чем плоскоременные. Однако ско­рость этой передачи не должна превышать 30 м/с, так как при v > 30 м/с клиновые ремни начинают вибрировать. Оптимальная окружная скорость, при которой передача работает устойчиво, v = 5-25 м/с.

Рис.8. Установка клинового ремня на шкиве

 

Передаточное число для одноступенчатой клиноременной передачи u<8.

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.

 

Достоинства и недостатки клиноременных передач

 Достоинства клиноременной передачи по сравнению с плоскоре­менной:

        - возможность передачи большей мощности;

- допустимость меньшего межосевого расстояния а;

- возможность меньшего угла обхвата , на малом шкиве (см. рис.1).

Недостатки:

- большая жесткость и, как следствие, — меньший срок службы ремня;

- необходимость особых приемов при надевании ремня;

- зависимость размеров проектируемой передачи от подобранного (по таблице регламентированных длин) ремня;

- большая стоимость эксплуатации передачи при вытяжке (ремни не ремонтируются);

- большая трудоемкость изготовления шкивов;

- несколько пониженный КПД.

 

Ремни для клиноременных передач

Основное распространение по­лучили ремни трапециевидного сечения (рис.9, а, б) с углом профиля φ= 40°.

Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (для вариаторов). Узкие ремни допускают большее натяжение и более высокие скорости (до 40 м/с), передают в 1,5-2 раза большую мощность по сравнению с ремнями нормального сечения. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими. Ремни выпускают различными по площади поперечного сечения и по несколько штук в одном комплекте. Это позволяет уменьшить диаметральные размеры передачи. Число ремней в комплекте обычно от 2 до 8 и ограничивается неравномерностью распределения передаваемой нагрузки между ремнями.

 

Рис.9. Конструкции клиновых ремней: а кордшнуровой; б кордтканевый; в поликлиновой

 

Замкнутые бесшовные ремни изготовляют методом вулканизации в пресс-формах. Трапециевидная (клиновая) форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в 3 раза по сравнению с плоским ремнем, но вследствие большой высоты ремня эта форма неблагоприятна. Передача имеет более низкий КПД. Эти недостатки отчасти компенсируются тем, что ремень изготовляют из материала с малым модулем упругости (из рези­ны), а несущие кордовые слои имеют наибольшую толщину и располага­ются около нейтральной плоскости ремня. Промышленность выпускает клиновые ремни двух типов: кордшнуровые (рис.9, а) и кордтканевые (рис.9, б). Различаются они тем, что основной несущий слой у первого состоит из одного ряда толстых кордовых шнуров 1, а у второго — из не­скольких рядов кордовой ткани 1. В верхней и нижней частях сечения (в зонах растяжения и сжатия) ремень заполнен резиной 2, а снаружи в не­сколько слоев обмотан прорезиненной тканью — обертка 3. Большую гибкость и нагрузочную способность имеют кордошнуровые ремни, у которых верхний растягиваемый слой состоит из одного ряда анидных шнуров (намотанных по винтовой линии), заключенных в слой мягкой резины.

размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального сечения (Z(О), A, B(Б), C(В), D(Г), И(Д), E0(E) (в скобках приведено обозначение сечений в международной системе ISO)), у которых b0/h1,6, и 4 – узкого сечения (YZ, YA, YB, YC), у которых b0/h1,25. Ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца, поэтому их длина тоже стандартизована. Для каждого типа (сечения ремня) в таблицах указываются: размеры сечения, площадь сечения, длина, минимальный диаметр шкива, допускаемая нагрузка и вес. Кроме ГОСТа существует еще, отличающийся от него, сортамент ремней для автотракторной промышленности.

Размеры ремня (см. рис.9, а): ширина большого основания ремня bо; расчетная ширина ремня bр, высота ремня h; длина ремня L стандарти­зованы (табл.3).

 


 

Таблица 3. Клиновые ремни

Сечение ремня

Размеры сечения, мм (см. рис. 9, а)

А, мм2

Натяжение 2F0, H

Рекомендуе­мая длина ремня L, мм

bр

bp

h

Z(О)

10

8,5

6

47

11

400-2500

А

13

И

8

81

20

560-4000

В(Б)

17

14

10,5

138

30

800-6300

С(В)

22

19

13,5

230

75

1800-10 600

Д(Г)

32

27

19

476

140

3150-15 000

И(Д)

38

32

23,5

692

180

4500-18 000

EО(Е)

50

42

30

1170

290

6300-18 000

Стандартный ряд предпочтительных расчетных данных длин L, мм 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1200; 1250; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000.

 

Разновидности клиноременных передач

На рис.10 показана раз­новидность клиновидного ремня. Материалы клиновых ремней в основном те же, что и для плоских. Выполняются прорезиненные ремни с тканевой обёрткой для большего трения, кордотканевые (многослойный корд) и кордошнуровые ремни (шнур, намотанный по винтовой линии), ремни с несущим слоем из двух канатиков.  Иногда для уменьшения изгибных напряжений применяют гофры на внутренней и наружных поверхностях ремня. Клиновые ремни выпускают бесконечными (кольца).

Кордтканевые клиновые ремни состоят из корда – основного несущего слоя, выполненного из химических волокон: вискозы, капрон, лавсана. Корд располагается симметрично относительно нейтрального слоя ремня. Над кордом и под кордом находятся резиновые или резинотканевые слои, называемые слоями растяжения и сжатия. Все это содержится в обертке ремня, представляющей собой несколько слоев прорезиненной ткани.

Кордшнуровые клиновые ремни отличаются от кордтканевых тем, что вместо слоев кордткани предусматривается один слой кордшнура толщиной 1,6–1,7 мм. Эти ремни более гибки и долговечны, применяются при более тяжелых условиях работы.

Кордшнуровые или кордтканевые гофри­рованные ремни применяют в передачах с малыми диаметрами шкивов. Для увеличения эластичности иногда применяют ремни с гофрами на внутренней и наружной поверхностях. Ременные передачи с зубча­тыми  ремнями  способны  передать  большие  мощность и окружную скорость (v до 70 м/с) при постоянном передаточном числе без проскальзывания до 15) (см. рис.2, д).

 

Рис.10. Клиновой ремень с гофрами  на внутренней поверхности

 

В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение  между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

В ременных передачах специального назначения находят применение:

- поликлиновые ремни (см. рис.9, в). Поликлиновые ремни состоят из плоской и профильной частей. В плоской части размещено несколько слоев прорезиненной ткани и ряд кордшнура из синте­тических волокон. Профильная часть, образуемая продольны­ми клиньями, состоит из резины. Обе части свулканизованы в одно целое. Поликлиновые ремни выпускают трех типов: К, Л, М (табл.4). Ремень сечения К применяют вместо клиновых ремней сечений О и А для передачи момента Т1 40 Нм; ремень се­чения Л - вместо клиновых ремней А, Б и В для передачи момента Т1 = 18÷400 Нм; ремень сечения М — вместо кли­новых ремней В, Г, Д и Е для передачи момента Т1 > 130 Нм (где Т1 – момент на быстроходном валу). Если могут быть при­менены ремни двух сечений, предпочтение следует отдавать ремню с меньшим сечением.

При одинаковой передавае­мой мощности ширина поликлиновых ремней в 1,5—2 раза меньше ширины клиновых ремней. Благодаря высокой гибкости допускается применение шкивов меньшего диаметра, чем в обычной клиноременной передаче, большая быстроходность (до 40 50 м/с) и большие передаточные отношения. Эти ремни сочетают гибкость плоских ремней и повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней. Недостаток — передачи с поликлиновы­ми ремнями чувствительны к отклонениям от параллельности валов и осевому смещению шкивов.

В табл. 4 (составлена по РТМ 38-40528-74) приведены размеры сечений поликлиновых ремней, их длины и числа клиньев z. Рекомендуют применять ремни с четным числом клиньев.

 

Таблица 4. Размеры поликлиновых ремней, мм

φ= 40°

Сечение ремня

t

H

r1

r2

h

К

Л

М

2,4

4.8

9,5

4,0

9,5

16,7

0,1

0,2

0,4

0,4

0,7

1,0

2,35

4,85

10,35

Примечания. 1. Расчетные длины L ремней: 400, (425), 450, (475), 500,  (530),  560, (600), 630, (670), (710),  (750), 800, (850), 900, (950), 1000, (1060), 1120, (1180), 1250, (1320), 1400, (1500), 1600, (1700), 1800, (1900), 2000, (2120), 2240, (2360), 2500, (2650), 2800, (3000), 3150, (3350), 3550, (3750), 4000, (4250), 4500, (4750), 5000, (5300), 5600, (6000). В скобках указаны нерекомендуемые длины ремней.

2.  Расчетная длина ремней - это длина  его на уровне центра  расположения кордшнура, находящегося на расстоянии 0,5(H - h) . Разность между расчетной  и наружной длиной ремня: 6,3 мм — для   ремней   сечения   К; 15,1   мм — для  ремней  сечения Л и 21,3 мм — для  ремней  сечения  М.

3. Число  клиньев z  и  диапазон длин L ремней:

 

Число клиньев

Сечение ремней

К

Л

М

z рекомендуемое

2 - 36

4 - 20

2 - 20

z предельное

36

50

50

Диапазон длин L

400 - 2000

1250 - 4000

2000 - 6000

4. Пример условного обозначения ремня: 2500 Л 16 РТМ 38-40528-74, где 2500 – расчетная длина, мм, Л- сечение ремня и 16 – число клиньев.

 

Графики (рис. 10.1-10.3) предназначены для определения необходимого числа клиньев. Исходными данными для расчета передач поликлиновыми ремнями являются передаваемая мощ­ность Р, передаточное отношение i и коэффициент режима работы Кр, значения которого для различных машин прибли­женно совпадают со значениями коэффициента Ср, для плоскоременных передач.

Рис. 10.1. Номограмма дли  определения числа  клиньев  ноликлинового ремня сечением К

 

Рис.10.2. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением Л

Рис. 10.3. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением М

 

Рекомендуемые величины межосевых расстояний а в зависи­мости от передаточного отношения i:

i ……….      1              2              3              4              5              6              7 и более

a/d1 ……      1,5          2              2,5          3              3,5          4              4,5

Диаметр меньшего шкива выбирают по следующей прибли­женной зависимости

и округляют по стандарту (см. табл.  5.1).  В этой  формуле момент Т1 - в Нмм, диаметр d1 в мм.

Ниже приведены значения начальных натяжений на один клин поликлиновых ремней.

Сечение ремня........................ …………….        К                Л                М

250, Н......................................... …………….     40-95     110-300    420-1200

- зубчатые ремни (см. рис.3, д), изготовленные из армированного стальным канатом неопрена, полиуретана, стекловолокна или поли­амидного шнура. Эти ремни способны передавать вращающий мо­мент при условии постоянства передаточного числа (проскальзыва­ние ремня исключено) с высокими окружными скоростями (до 80 м/с); их применяют в кинематических механизмах станков.

 

Шкивы клиноременных передач

В отличие от рассмотренных шки­вов плоскоременных передач рабочей поверхностью клиноременных шки­вов являются боковые стороны клиновых канавок (рис.11, а).

 

Рис.11. Конструкции шкивов клиновых и поликлиновых передач:

а — шкив клиновой пе­редачи (количество ремней — 3);

бшкив поликлиновой передачи

 

Размеры и углы профиля канавок, толщину обода шкива принимают стандартными (табл.5) в зависимости от типа ремня. Рабочую поверхность канавок же­лательно полировать, шкивы должны быть хорошо сбалансированы. Для поликлиновых ремней рабочей поверхностью шкива (рис.11, б) являются боковые стороны клиновых канавок в ободе шкива.

Таблица 5. Размеры клиноременных шкивов, мм (см. рис. 11, а)

Сечение

ремня

 

Н

t

 

К

Расчетные размеры  D  шкивов при

34°

36°

38°

40°

Z(О)

2,5

10

12

8

5,5

63-71

80-100

112-160

180-450

А

3,5

12,5

16

10

6

90-122

125-160

180-400

450-560

В(Б)

5

16

20

12,5

7,5

125-160

180-224

250-500

560-710

С(В)

6

21

26

17

10

200

224-315

355-630

710-1000

Д(Г)

8,5

28,5

37,5

24

12

315-450

500-900

1000-1250

E(Д)

10

34

44,5

29

15

500-560

630-1120

1250-1600

EО(Е)

12,5

43

58

38

18

800-1400

Св.1600

 

Размеры обода шкивов для поликлиновых ремней приведены в табл. 5.1. Там же помещены расчетные диаметры D и  указаны наименьшие диаметры шкивов для ремней разных сечений.

 

Таблица 5.1. Размеры шкивов для поликлиновых ремней, мм

Сечение ремня

t

et

E

r1

r2

s

2D

К

Л

М

2,4

4,8

9,5

3,30

6,60

13,05

2,35

4,85

10,35

0,3

0,5

0,8

0,2

0,4

0,6

3,5

5,5

10,0

2,0

4,8

7,0

Примечания. 1. Расчетные диаметры D шкивов:  25, 40, 45, 50,  56, 63, 71, 80, 90, 100,  112, 125,  140, 160,   180,  200, 224,  250,  280,  315,  335, 400,  450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000.

2. За расчетный диаметр D принимают диаметр окружности  на уровне центра  расположения кордшнура.   Наружный  диаметр  шкива  DH =D2.

3. Диапазон  расчетных  диаметров шкивов:  25 — 500 — для  ремней  сечения К; 80 – 800 — для ремней сечения Л и 180— 1000 — для ремней сечения М.

 

Шкивы изготовляют литыми, сварными или штампованными из чугуна СЧ15 (v < 30 м/с), модифицированного чугуна и стали 25Л (v < 45 м/с), алюминиевых сплавов (v < 80 м/с), из легированной стали. Известны сборные шкивы из стальных тарелок. Быстроходные шкивы требуют балансировки. Шкивы диаметром до 300-400 мм выполняют преимущественно дисковыми, большего диаметра — со спицами.

Предельные  отклонения  расчетных  диаметров  d  -  по  b11.

Предельные  отклонения  наружных  диаметров  da  -  по  h11.

Неуказанные предельные отклонения размеров обрабатываемых поверхностей: отверстий - по Н14, валов –h14, остальных - по JS15 (js15).

Предельные отклонения угла конусного отверстия — по 6-й степени точности ГОСТ 8908-81.

Предельные отклонения длины ступицы L для шкивов с коническим посадочным отверстием не должны быть более h12.

Допуски на радиальное биение, торцовое биение, цилиндричности, круглости и профиля продольного сечения назначают по 8 степени точности.

Предельные отклонения угла канавки для механически обработанных шкивов не должны быть более:

1° - для ремней сечений Z(O), А(А), В(Б);

30’ - для ремней сечений С(В), D(Г), Е(Д).

Биение  конусной  рабочей  поверхности  канавки  шкива на каждые 100 мм диаметра шкива, замеренное перпендикулярно образующей конуса, не должно быть более:

0,20 мм - при частоте вращения шкива до 8 рад/с;

0,15 мм - при частоте вращения шкива (8-16) рад/с;

0,10 мм - при частоте вращения шкива более 16 рад/с.

В шкивах со спицами ось шпоночного паза должна совпадать с продольной осью спицы.

На рабочих поверхностях канавок шкивов не должно быть пористости, пузырей, царапин и вмятин после механической обработки.

Дефекты чугунных и стальных шкивов могут быть исправлены газовой сваркой, пайкой медью или компаундом на основе эпоксидных смол, обеспечивающих работоспособность канавок не ниже, чем при пайке медью.

Параметры шероховатости Ra рабочих поверхностей канавок должны быть не более 2,5 мкм по ГОСТ 2789-73.

Каждый шкив при его работе со скоростью более 5 м/с должен быть статически отбалансирован.

В заказе на шкивы указывать:

- тип шкива,

- наружный диаметр,

- ширину обода,

- диаметр посадочного отверстия,

- предельное отклонение посадочного отверстия.

 

Расчет основных геометрических параметров клиноременной передачи

1. Межосевое расстояние а (см. рис.6) для клиноременных передач определяют по аналогии с плоскоременной   передачей   [см. формулу (1)]. Для нормальной работы клиноременной передачи рекомендуется принимать: 

;

;                                                             (13)

где D1 и D2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов.

Оптимальное межосевое расстояние аот в зависимости от передаточно­го числа и и диаметра большого шкива D2 следующее:

aom/D2.......1,5    1,22   1    0,95    0,9    0,85

и.................1       2        3    4        5       6 и более

2. Расчетную длину ремня L определяют по формуле (3), после чего округляют до ближайшей большей стандартной длины клинового ремня выбранного типа. Длину ремня определяют по линии, проходящей через нейтральный слой поперечного сечения ремня.

3. Диаметры шкивов D1 и D2. В клиноременнои передаче расчетными диаметрами  шкивов являются диаметры,  соответствующие  окружности расположения нейтрального слоя (см. рис.8 — диаметр D).

В отличие от плоскоременной передачи диаметр малого шкива (в дан­ном случае D1) не рассчитывают, а принимают по стандарту. Диаметр большого шкива D2 определяют, учитывая передаточное число по форму­ле (5).

4. Наружный диаметр шкива определяют по формуле (см. рис.11, а)

,                                                                          (14)

где D — расчетный диаметр шкива; h0 — высота канавки над расчетной шириной ремня.

5. Ширина шкива (см. рис.11, а)

,                                                                 (15)

где z — число ремней в передаче; t расстояние между осями клиновых канавок; b1 — расстояние между осью крайней канавки и ближайшим тор­цом шкива.

Остальные размеры шкивов клиноременных передач рассчитывают как и для шкивов плоскоременных передач.

 

Основы теории расчета ременных передач. Силы и напряжения в ремнях, кривые скольжения и допускаемые полезные напряжения

Силы натяжения в ветвях ремня (Fo, F1, F2).

Окружная сила на ведущем шкиве

Расчет ременных передач выполняют по расчетной окружной силе с учетом коэффициента динамической нагрузки kд и режима работы передачи:

где kд - коэффициент динамической нагрузки, который принимается kд =1 при спокойной нагрузке, kд =1,1 – умеренные колебания нагрузки, kд =1,25 – значительные колебания нагрузки, kд =1,5 – ударные нагрузки.

Для создания необходимого трения между ремнем и ободом шкива ре­мень должен иметь достаточную силу начального натяжения Fo. Это дости­гается предварительным натяжением ремня при монтаже или с помощью подвижной опоры. Чем больше Fo, тем выше тяговая способность переда­чи. Но при большом начальном натяжении ремень получает и большую вытяжку, снижается его долговечность. Поэтому Fo выбирают таким, чтобы ремень мог сохранить это натяжение достаточно длительное время, не по­лучая большой вытяжки. Начальную силу натяжения ремня определяют по формуле

где А — площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи либо площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной передачи; — начальное напряжение в ремне.

Начальное напряжение в ремне для плоских стандартных ремней без автоматических натяжных устройств σ0 = 1,8МПа; с автоматическими натяжными устройствами σ0 = 2МПа; для клиновых стандартных ремней σ0 =1,2...1,5МПа; для полиамидных ремней σ0 = 3...4МПа.

Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одним и тем же усилием Fo (рис. 12, а)

 

 


Рис.12. Усилия в ветвях ремня: а — на холостом ходу; б — при передаче нагрузки

 

С приложением момента T1 ведущая ветвь натягивается до значения F1, на­тяжение ведомой ветви уменьшается до F2 (рис.12, б). Силы натяжения F1 и F2, можно определить из условия равновесия шкива

 


Отсюда

С учетом того, что окружная сила на шкиве

получим


Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна (независимо от того, нагружена передача или нет), то


Из равенств (20) и (21) следует, что

Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки Ft, но не вскрывают способности передавать эту нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером в виде

где f - коэффициент трения покоя между ремнем и шкивом (коэффициент сцепления) (табл.5.1), α - угол обхвата шкива, е – основание натурального логарифма (e2,7183).

Среднее значение коэффициента трения для чугунных и стальных шкивов можно принимать: для резинотканевых ремней  f =0,35, для кожаных ремней  f= 0,22 и для хлопчатобумажных и шерстяных ремней  f = 0,3.

При определении сил трения  в клиноременной передаче в формулы вместо – коэффициента, трения f надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней

где φ0 - угол клина ремня φ040°.

Решая совместно уравнения (17) и (23) с учетом (21), находим:

Величину   называют коэффициентом тяги.

Как видно из 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  для ремней из различ­ных материалов и угла охвата ремнем сталь­ного ведущего шкива, равного 180°, пред­ставлены в табл. 5.1.

Таблица 5.1. Коэффициенты сцепления и коэффициент тяги для

некоторых материалов ремней по стальному шкиву

Материал ремня

Коэффициент

сцепления f

Оптимальный
коэффициент тяги  

Кожаные:

 

 

растительного дубления

0,25

0,374

минерального дубления

0,4

0,557

Смазанный кожаный ремень

0,23

0,346

Мокрый кожаный ремень

0,36

0,512

Хлопчатобумажные:

 

 

цельнотканые

0,22

0,332

шитые

0,20

0,304

Шерстяные

0,35

0,500

Прорезиненные

0,30

0,439

 

 

Формулы (24) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой Ft и факторами трения f и . Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня Fo, при котором еще возможна передача заданной нагрузки Ft. Если , то начнется буксование ремня.

Увеличение окружного усилия на ведущем шкиве можно достичь увеличением предварительного натяжения ремня либо повышением коэффициента тяги, который повышается с увеличением угла обхвата и коэффициента трения.

В таблицах со справочными данными по характеристикам ремней указаны их размеры с учетом необходимых коэффициентов тяги.

Можно установить по формуле (24), что увеличение значений f и  благоприятно сказывается на работе передачи. Эти выводы принимаются за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом. В первой передаче использован принцип искусственного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй – увеличивают угол обхвата  установкой натяжного ролика.


При обегании ремнем шкивов возникают центробежные силы Fv, которые отбрасывают ремень от шкива:

Fv=ρAv2,                                        (25)


где  — плотность материала ремня, кг/м3;  площадь сечения ремня, м2; и — окружная скорость, м/с.

С учетом центробежной силы натяжения определяют по следующим формулам для холостого хода:

F0+Fv;                                            (26)

для ведущей ветви

F1=F0+Ft/2+Fv;                                (27)

для ведомой ветви

F2=F0-Ft/2+Fv.                                  (28)

Натяжение Fv ослабляет полезное действие предварительного натяжения Fo. Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

Как показывает практика, влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно только при больших скоростях: v > 20 м/с.

Нагрузка на валы и опоры Fs.

Силы натяжения ветвей ремня F1 и F2, (за исключением силы Fv) пере­даются на валы и опоры. Рассматривая параллелограмм сил (см. рис.12, б), находят равнодействующую сил

где  — угол между ветвями ремня.

Поставим в выражение (29) вместо (F1 + F2) величину 2F0 [см. форму­лу (21)]; получим

Выражение (30) можно преобразовать через окружную силу Fr. В этом случае можно считать, что для прорезиненных и кожаных ремней Fs>>2,5Ft); для хлопчатобумажных Fs>>3Ft); для шерстяных Fs >> 4Ft). Таким образом, на­грузка на валы в 2,5—4 раза превышает окружную силу Ft, что является не­достатком ременных передач.

Напряжения в ремне.

При работе ременной передачи напряжения в различных сечениях по длине ремня неодинаковы. Изобразим эти напря­жения отрезками соответствующей длины, проведя их перпендикулярно поверхности ремня. Получим эпюру суммарных напряжений (рис.13).

Рис.13. Напряжения в поперечных сечениях ремня

 

Различают следующие виды напряжений в ремне.

1. Предварительное напряжение , определяемое в зависимости от силы начального натяжения:

где А — площадь поперечного сечения ремня.

Для стандартных ремней рекомендуется принимать:  МПа — для плоских ремней;   = 1,18 - 1,47 МПа — для клиновых.

2. Удельная окружная сила (полезное напряжение) Кп. Это напряжение зависит от передаваемой ремнем окружной силы Ft.

Полезное напряжение можно определить и как разность напряжений  и :

где  и    напряжения в ведущей и ведомой ветвях.

По значению КП оценивается тяговая способность ременной передачи.

3. Напряжение изгиба , возникающее в сечениях ремня при огибании шкивов (см. рис.13) и изменяющееся по пульсирующему циклу. В плос­ком ремне нейтральный слой проходит посередине толщины ремня. На­ружные слои ремня при огибании шкива растягиваются, а внутренние — сжимаются. Приближенно примем, что закон Гука справедлив и для мате­риалов ремней, тогда для растянутой стороны ремня , где s = утт/ротносительное удлинение волокон.

С учетом того, что  а р = 0,5(D1 + 8) (см. рис.12, б), пренеб­регая величиной δ по сравнению с D1,, получим:

где Емодуль продольной упругости материала ремня; — толщина рем­ня; D1диаметр огибаемого шкива.

В расчетах для плоскоременных передач  ограничивается минималь­но допустимым значением  (см. табл.1).

На тяговую способность передачи напряжение изгиба не влияет, но яв­ляется основной причиной усталостного разрушения ремня.

4. Напряжение от центробежных сил. Это напряжение зависит от силы Fv

На рис.13 показано, что по всей длине ремня напряжение  распре­деляется равномерно.

5. Наибольшее суммарное напряжение  определяется как сумма по­лезного напряжения, напряжения изгиба в ведущей ветви (и ) и на­пряжения от центробежных сил ():

( возникает в ремне, в месте его набегания на малый шкив (см. рис.13)).

Рассмотренные напряжения в ветвях ремня используются в дальней­шем при расчете ременных передач на тяговую способность, для определе­ния максимального напряжения в ремне и т. п.

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

Следует отметить, что прочность ремня не является достаточным усло­вием, определяющим работоспособность ременной передачи. Желательно, чтобы передача обеспечивала как можно большее значение силы F1, при неизменном для данного ремня значении начальной силы натяжения 2F0.

Скольжение в ременной передаче.

Как показано выше сила натяжения ведущей ветви ремня существенно превышает силу натяжения свободной ветви (F1>F2). 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.

Исследования Н.Е. Жуковского показали, что в ременных передачах следует различать два вида скольжения ремня по шкиву - упругое скольжение и буксование.

Как показали экспериментальные исследова­ния, упругое скольжение ремня по шкиву возникает в нормально работаю­щей передаче.

Причиной упругого скольжения является неодинаковость натяжения веду­щей и ведомой ветвей.

При обегании ремнем ведущего шкива его натяжение падает, от F1 до F2 (причем всегда F1 > F2); ремень, проходя шкив, укорачива­ется, вследствие чего возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное явление, но здесь ремень удлиняется, так как на­тяжение от F2 возрастает до F1.

Упругое скольжение происходит не по всей длине дуги обхвата ремнем шкива. Установлено, что угол дуги обхвата  разделяется на две части — дугу упругого скольжения () и дугу покоя (), на которой упругое сколь­жение отсутствует (см. рис. 13). При перегрузке передачи скольжение происходит по дуге , т.е. ремень скользит по всей поверхности касания со шкивом. Такой вид скольжения называют буксованием.

При упругом скольжении скорости по длине ремня неодинаковы. Скорость ремня и окружная скорость шкива совпадают лишь на дуге по­коя со стороны набегающей ветви. Это позволяет оценить упругое про­скальзывание.

Коэффициент упругого скольжения:

где  и  - окружные скорости ведущего и ведомого шкивов.

При нормальном режиме работы ременной передачи значение  = 0,01  0,02.

Коэффициент тяги и кривые скольжения.

В результате исследова­ния кривых скольжения (рис.14), построенных по опытным данным, ус­тановлена связь между полезной нагрузкой (окружной силой F) и предва­рительным натяжением ремня Fo в зависимости от коэффициента скольже­ния ε.

 

 

Рис.14. Кривые скольжения и КПД ременной передачи

 

Отношение передаваемой ремнем ок­ружной силы к сумме натяжений его ветвей называют коэффициентом тяги:

Коэффициент тяги характеризует нагру­зочную способность передачи. На этом гра­фике (см. рис.14) по оси абсцисс отложе­ны значения коэффициента тяги , а по оси ординат — коэффициент скольжения  и КПД передачи .

На начальном участке кривой скольже­ния (от 0 до ) наблюдается только упру­гое скольжение. Линия этого участка приближается к прямой. Здесь зна­чения КПД и  падают с уменьшением нагрузки. Дальнейшее увеличение нагрузки (т.е. увеличение ) приводит к буксованию. В зоне частичного буксования наблюдаются как упругое скольжение, так и буксование. При достижении коэффициентом тяги величины φmax наступает полное буксование передачи (ведомый шкив останавливается), величина скольжения становится равной единице, а КПД падает до нулевого значения.

При  рабочую нагрузку следует принимать в пределах, которые соответствуют наибольшему значению КПД. Работа в зоне частичного бук­сования допускается только в момент пуска передачи (т.е. для кратковре­менных перегрузок). Работу в зоне частичного буксования допускают только при кратковременных перегрузках, например, в момент запуска двигателя. В этой зоне КПД резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение ремня, а ремень быстро изнашивается. Размер зоны частичного буксования характеризует способность передачи воспринимать кратковременные перегрузки.

Численные значения коэффициента тяги  зависят от вида ремня, его толщины, диаметра шкивов, скорости и т.д. Однако характер кривой скольжения остается постоянным при любой комбинации перечисленных параметров. Это положение позволило установить общие нормы работоспособности ремня с учетом влияния различных параметров. Так, условия работы ременной передачи считаются нормальными, если

где Dmin – наименьший диаметр шкива, h – толщина ремня.

Потери мощности в ременной передаче складываются из потерь в опорах валов; потерь на внутреннее трение в ремне, связанное с периодическим изменением деформаций, и в основном с деформациями изгиба; потерь от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов.

Все эти потери трудно оценить расчетом, а поэтому КПД передачи определяют экспериментально. При нагрузках, близких к расчетным, среднее значение КПД для плоскоременных передач  = 0,97, для клиноременных  = 0,96.

Допускаемые напряжения в ремне.

1. Допускаемое приведенное полезное напряжение Ко. Из графика на рис.14 видно, что оптимальное значение коэффици­ента тяги  определяет максимальную полезную окружную силу Flmax.

При этом условии ременная передача с начальным натяжением Fo может работать без пробуксовки. Из выражения (38)

где  — оптимальный коэффициент тяги. Если обе части равенства (39) разделить на площадь поперечного сечения ремня А, то получим

здесь  допускаемое приведенное полезное напряжение в рем­не, соответствующее коэффициенту тяги . Значение Ко с учетом табл.1 можно определить для плоскоременной передачи по формуле

где s и  — постоянные коэффициенты, зависящие от материала ремня и .

Для клиноременной передачи Ко определяется по табл.6.

 

Таблица 6. Значения K0 для клиновых ремней

Диаметр малого

шкива D1, мм

Тип ремня

Ко

при = 1,18 МПа

при = 1,47 МПа

71

80

Не менее 90

Z(O)

1,42

1,54

1,62

1,59

1,71

1,82

100

112

Не менее 125

А

1,48

1,58

1,67

1,64

1,76

1,87

140

160

Не менее 180

B(Б)

1,48

1,64

1,71

1,64

1,84

2,01

200

224

250

Не менее 280

С(В)

1,48

1,66

1,80

1,87

1,64

1,85

2,03

2,20

320

360

400

Не менее 450

D(Г)

1,48

1,69

1,87

1,88

1,64

1,89

2,12

2,20

 

2. Допускаемое полезное напряжение в ремне КП.

Практически значение напряжения Ко не постоянно, оно зависит от типа и толщины ремня b, диаметра малого шкива D1, скорости ремня и, предварительного напряжения  и режима работы передачи.

При проектировании ременных передач используют параметр [К]п (до­пускаемое полезное напряжение), а не Ко. Экспериментальным путем уста­новлено, что

где Са, Ср, Со, Сv — поправочные коэффициенты, значения которых приве­дены в табл.7; эти коэффициенты учитывают: Са — влияние угла обхвата малого шкива; Ср — режим работы передачи; Со — вид передачи и располо­жение ее элементов; Cv — ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежной силы (скоростной коэффициент).

 

Таблица 7. Коэффициенты Са, Ср, Со, Cv расчета допускаемого полезного напряжения

Коэффициент

Условия работы

Значения

Са - угла обхвата

При угле обхвата для плоских

(клиновых) ремней

 

180°

1,00, (1,00)

170°

0,96; (0,98)

160°

0,94; (0,95)

150°

0,91; (0,92)

140°

-(0,89)

130°

-(0,86)

120°

-(0,83)

110°

-(0,78)

100°

-(0,74)

80°

-(0,62)

Ср - режима работы

При нагрузке:

 

спокойной

1,0

с умеренными колебаниями

0,9

со значительными колебаниями

0,8

ударной и резко неравномерной

0,7

Со - учитывающий рас-

положение   осей   валов,

(перекрестной),    полупе-

рекрестной передачи

При угле наклона линии центров

передачи к горизонту

 

0-60°

1,0; (0,9);

60-80°

0,8; 0,9;

80-90°

(0,8); 0,7;

 

0,8; (0,7);

 

0,6

Сv    - скоростной   для

плоских (клиновых) рем-

ней

При скорости ремня, (м/с):

 

1

1,04; (1,05)

5

1,03; (1,04)

10

1,0; (1,0)

15

0,95; (0,94)

20

0,88; (0,85)

25

0,79; (0,74)

30

0,68; (0,60)

 

Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи

Всякий приводной ремень должен обладать необходимой тяговой способностью (передавать заданную нагрузку без буксования) и достаточной долговечностью. Тяговая способность ремня обеспечивается надежным сцеплением его со шкивами благодаря высокому коэффициенту трения между ними. Долговечность ремня зависит от величины возникающих в нем напряжений изгиба и от частоты циклов нагружения, зависящей от числа пробегов ремня в единицу времени. Если сцепление недостаточно, возникает буксование передачи, если долговечность ремня мала, требуется частая его замена. Для проведения расчета передачи необходимо определить скорость ремня, силы и напряжения в нем.

Долговечность передачи.

Основной причиной выхода из строя ре­менной передачи является низкая долговечность ремней.

Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие:                                                    

- изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попа­дания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования;

- перегрев (по тем же причинам) и снижение при этом физико-меха­нических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву;

- усталостное разрушение в результате циклических деформаций (из­гиб ремня по пульсирующему циклу при набегании его на шкивы). Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности.

Шкивы — наиболее долговечный элемент ременных передач. Их про­ектирование с учетом прочности рассмотрено ниже.

Критерии работоспособности ременных передач:

- полное использование тяговой способности ремня при отсутствии бук­сования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом;

- долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические па­раметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварийность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надеж­ность работы ременной передачи.

Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность.

Расчет на долговечность производят как проверочный.

Расчет передачи на тяговую способность.

Для обеспече­ния передачи максимальной полезной окружной силы Fmax = Ft, без пробук­совки необходимо, чтобы FtA = Ко, для приведенных условий работы передачи или Ft/A = [К]п — для передачи, не ограниченной этими условиями.

Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения ]П определяются с учетом табл.1, 6, 7. Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сече­ния ремня:    

где  и b толщина и ширина ремня.

Расчет на долговечность.

В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные на­пряжения (см. рис.13). При многократном действии переменных напря­жений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщи­ны, разрушение элементов несущего слоя и т. п.).

Долговечность ремня в условиях нормальной эксплуатации в основном определяется его сопротивлением усталости, которое зависит от значения максимального переменного напряжения и частоты циклов изменения напряжений, иначе говоря, от числа изгибов ремня в единицу времени. Частоту циклов применения напряжений N удобно выражать через число пробегов ремня в секунду:

где v – скорость ремня; L – длина ремня.

Тогда ,

где Zш – число шкивов в передаче; Lh – ресурс ремня, ч.

Следует отметить, что значительное влияние на долговечность ремня оказывает диаметр меньшего шкива, поэтому устанавливаются минимально допустимые диаметры шкивов. При уменьшении диаметра шкива увеличивается напряжение изгиба и резко возрастает температура ремня из-за внутреннего трения.

Ориентировочно долговечность приводных ремней можно обеспечить, ограничив число пробегов ремня в секунду по условию:

где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; v — скорость рем­ня, м/с; L — длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоременных передач [U]  5 c-1;  для клиновых ремней [U]  15 c-1; для поликлиновых ремней [U]  30 c-1.

На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения . В табл.1 для плоскоременных передач приведены рекомендуемые и допустимые значения