Ременные передачи

Ременные передачи

Общие сведения

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 (рис.1) из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их ремня. 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.

Рис.1. Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в — по­луперекрестная передача (со скрещивающимися валами); г — угловая передача (с направляю­щим роликом); д — передача с нажимным роликом; е — передача со ступенчатым шкивом

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.1, д и рис.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.2. Регулировка натяжения ремня перемещением двигателя: 1 — ремень; 2 — шкив; 3 — натяжное устройство

Ременная передача (рис. 3) состоит из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов, связанных между собой ремнем 3, и натяжного устройства 4, которое создает необходимое контактное давление между ремнем и шкивами и обеспечивает передачу энергии за счет сил трения. Иногда требуемое начальное натяжение ремня создается при монтаже передачи (без натяжного устройства).

Рекомендуемые материалы

В механических приводах ременная передача используется чаще всего как понижающая передача. Передаваемая мощность до 50 кВт, окружные скорости до 40 – 50 м/с, максимальное передаточное отношение U_max = 5 – 6 для передач без натяжного ролика и u_max = 6 – 10 для передач с натяжным роликом, допускают кратковременную перегрузку до 200%.

Основные достоинства ременных передач:

1.Простота конструкции.

2.Сравнительно малая стоимость.

3.Способность передавать вращательное движение на большие расстояния и работать на высоких скоростях.

4.Плавность и бесшумность работы.

5.Малая чувствительность к толчкам и ударам, а также к перегрузкам, способность пробуксовывать.

Основные недостатки:

1. Невысокая долговечность ремня.

2. Большие радиальные габариты.

3. Значительные нагрузки на валы и опоры.

4. Непостоянство передаточного отношения u.

Рис. 3 – Схема ременной передачи (а) и сечения ремней:

б – плоского;

в – круглого;

г – клинового;

д – поликлинового

Типы ремней

По форме сечения различают плоско-, кругло- и клиноременные передачи (рис. 3).

Ремни должны обладать достаточно высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения при движении по шкиву и высокую износостойкость.

Плоские ремни имеют прямоугольное сечение (рис. 1), применяются в машинах, которые должны быть устойчивы к вибрациям (например, высокоточные станки). Их получают соединением (накладкой, склеиванием, сшиванием) концов полос ткани (прорезиненной, хлопчатобумажной, шерстяной, капроновой и др.) или кожи.

Промышленность изготавливает прорезиненные ремни трех сечений: сечение А – нарезное, применяется наиболее часто, скорость ремня до 30 м/с; сечение Б – послойно завернутое, используется для тяжелых условий работы при скоростях до 20 м/с; сечение В – спирально завернутое, применяется при малых нагрузках и скоростях до 15 м/с, обеспечивает повышенную износостойкость кромок. Широкое применение получают бесшовные (бесконечные) ремни из пластмасс на основе полиамидных смол, пронизанные кордом из капрона, лавсана и др. Такие ремни имеют более высокую прочность и быстроходность (до 50...75 м/с).

Круглые ремни (кожаные, капроновые и др.) применяют в машинах малой мощности (швейных и бытовых машинах, настольных станках и др.).

Клиновые ремни (рис. 1), применяют наиболее часто, имеют большую долговечность и тяговую способность по сравнению с плоскими, могут передавать вращение на несколько валов одновременно, допускают u_max = 8 – 10 без натяжного ролика.

а)                                              б)

Рис. 1 – Клиновые ремни

Однако передачи с клиновыми ремнями имеют меньшую быстроходность (скорость до 25 м/с), КПД ниже на 1 – 2%. Их можно применять лишь в открытых передачах. Они состоят из кордотканевого слоя 1 (корда, размещенного в нескольких слоях вискозной или капроновой ткани), работающего на растяжение, и резинового (или резинотканевого) слоя 2, работающего на сжатие (рис. 1, а). Эти слои связаны оберткой 3 из нескольких слоев диагонально намотанной прорезиненной ткани.

Применяют также ремни с кордошнуровым несущим слоем, состоящим из одного слоя кордошнура 1 толщиной 1,6 – 1,7 мм, заключенного в слой резины 2 (рис. 1, б). Такие ремни имеют большую гибкость и используются при меньших диаметрах шкивов и больших скоростях по сравнению с кордотканевыми ремнями.

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.

а)                               б)

Рис. 2 – Сечения клиновых ремней

Клиновые ремни изготовляют бесконечными с углом клина  = 40° и отношением большего основания трапециевидного сечения к высоте  (нормальные ремни) и  (узкие ремни). Размеры поперечного сечения (обозначаются О, А, Б, В, Г, Д, Е по мере увеличения площади, рис. 2, а) и длина нормальных ремней определены ГОСТ 12841-80.

Узкие ремни передают в 1,5 – 2 раза большие мощности, чем нормальные ремни, и допускают работу при скорости 50 м/с. Это дает возможность уменьшить число ремней в комплекте и ширину шкивов. Четыре сечения этих ремней УО, УА, УБ, УВ (рис. 2, 6) полностью заменяют семь сечений нормальных ремней.

Получили распространение поликлиновые ремни с высокопрочным полиэфирным кордом, также работающие на шкиве с клиновыми канавками. При одинаковой мощности ширина такого ремня в 1,5 – 2 раза меньше ширины комплекта нормальных 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.

Шкивы

Их изготавливают из чугуна СЧ10 и СЧ15, легких сплавов и пластмасс при работе передачи с небольшими скоростями и из сталей (25Л, 15 и др.) при окружных скоростях свыше 30 м/с.

Форма обода зависит от профиля ремня. Шкивы плоскоременных передач могут иметь внешнюю поверхность, цилиндрическую, выпуклую и цилиндрическую с краями в форме конусов. Последние уменьшают сползание ремня со шкива в процессе работы, особенно при наличии непараллельности осей валов.

Профиль канавок шкивов клиновых ремней выполняют по ГОСТ 20898-75. Он определяется сечением ремня и диаметром шкива, так как при изгибе ремня вокруг шкива его сечение искажается по сравнению с исходным.

Кинематические параметры

Окружные скорости на шкивах

,        .

Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать  или

,

где  – коэффициент скольжения. При этом передаточное отношение

.

Величина  зависит от нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках  0,01 – 0,2. Небольшое значение  позволяет приближенно принимать

.

Рис. 1 – Геометрические параметры ременной передачи

Геометрические параметры передачи

На рис. 1  – угол между ветвями ремня;  – угол обхвата ремнем малого шкива; а – межосевое расстояние. При геометрическом расчете известными обычно являются d_lt d₂ и а, определяют угол α и длину ремня l Вследствие вытяжки и провисания ремня значения а и I не точны и определяются приближенно:

.

Учитывая, что  практически не превышает 15°, приближенно принимаем значение синуса равным аргументу , тогда запишем

.

При этом

или

.

Рис. 2 – Силовое нагружение ветвей ремня

Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:

.

При заданной длине ремня межосевое расстояние

.

Силы и силовые зависимости

На рис. 2 показано нагружение ветвей ремня в двух случаях: T₁= 0 (рис. 2, а) и Т₁ > 0 (рис. 2, б). Принятые обозначения: F₀ – предварительное натяжение ремня; F₁ и F₂ – натяжение ведущей и ведомой ветвей в нагруженной передаче;

 – окружная сила передачи.

По условию равновесия шкива получим

T₁=0,5d_l(F₁-F₂), или F₁-F₂=F_t                (1)

Связь между F₀ , F₁ и F₂ можно установить при следующих условиях.

Геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки (формула 8.6) и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче. Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рисунок 8.5), из которого видно

F₁₌F₀+ΔF, F₂=F₀-ΔF,

или

F₁+F₂=2F₀.

.

Получили систему двух уравнений с тремя неизвестными: F₀, F₁, F₂. Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки F_t, 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

. (2)

Решая совместно уравнения (1) и (2) , находим:

.          (3)

Формулы (3) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой F_t и факторами трения f и α. Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня F_o, при котором еще возможна передача заданной нагрузки F_t. Если, то начнется буксование ремня.

Можно установить по формуле (3), что увеличение значений f и α 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 α установкой натяжного ролика.

При круговом движении ремня со скоростью v на каждый его элемент, расположенный в пределах угла обхвата, действуют элементарные центробежные силы. Эти силы вызывают дополнительное натяжение F_v во всех сечениях ремня. Это дополнительное натяжение можно определить по формуле

F_v=ρAv²,

где ρ – плотность материала ремня; А = bδ – площадь поперечного ремня.

Натяжение F_v ослабляет полезное действие предварительного натяжения F_o. 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.

Напряжения в ремне

Наибольшие напряжения создаются в ведущей ветви ремня. Они складываются из и _и:

.

Учитывая формулу (8.10), напряжение σ₁ можно представить в виде

,

где

полезное напряжение;  – напряжение от предварительного натяжения. Полезное напряжение можно представить как разность напряжений ведущей и ведомой ветвей: .

В той части ремня, которая огибает шкив, возникают напряжения изгиба . По закону Гука, = , где  – относительное удлинение, Е – модуль упругости.

Относительное удлинение

,

тогда

,                                   (1)

где δ – толщина ремня, d – диаметр малого шкива.

Формула (1) позволяет сделать вывод, что основным фактором, определяющим значение напряжений изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру шкива. Чем меньше это отношение, тем меньше напряжение изгиба в ремне.

Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набегания ремня на малый шкив

.

Эпюра распределения напряжений по длине ремня изображена на рисунке 8.6.

Тяговая способность передачи характеризуется значением максимально допустимой окружной силы F или полезного напряжения

Допустимое, по условию отсутствия буксования, возрастает с увеличением напряжения от предварительного натяжения σ₀:

.

Сопоставляя значения различных составляющих суммарного напряжения в ремне и учитывая, что по соображениям компактности в передачах стремятся принимать низкие значения d/δ, можно отметить напряжения изгиба как наибольшие. Часто эти напряжения в несколько раз превышают все другие составляющие суммарного напряжения в ремне.

Рис. 1 – Эпюра распределения напряжений по длине ремня

В отличие от σ₀ и σ_t увеличение σ_u не способствует повышению тяговой способности передачи. Более того, напряжения изгиба, как периодически изменяющиеся, являются главной причиной усталостного разрушения ремней.

Потери в передаче и КПД

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.

Рис. 1 – Кривые скольжения

Кривые скольжения и КПД

Работоспособность ременной передачи принято характеризовать кривыми скольжения и КПД (рис. 1), которые являются результатом испытаний ремней различных типов и материалов. На графике по оси ординат откладывают относительное скольжение ε и КПД, а по оси абсцисс – нагрузку передачи, которую выражают через коэффициент тяги

.

Коэффициент тяги  позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня F₀ используется полезно для передачи нагрузки F₁, то есть характеризует степень загруженности передачи. Выражение нагрузки передачи через безразмерный коэффициент  объясняется тем, что скольжение и КПД связаны со степенью загруженности передачи, а не с абсолютным значением нагрузки.

На начальном участке кривой скольжения от 0 до  наблюдается только упругое скольжение. Так как упругие деформации ремня приближенно подчиняются закону Гука, этот участок близок к прямолинейному. Дальнейшее увеличение нагрузки приводит к частичному, а затем и полному буксованию. В зоне  –  наблюдается как упругое скольжение, так и буксование. Они разделяются продолжением прямой ε штриховой линией.

Рабочую нагрузку рекомендуют выбирать вблизи критического значения  и слева от нее. Этому значению соответствует также и максимальное значение КПД. 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.

Отношение для ремней: плоских кожаных и шерстяных – 1,35 – 1,5; прорезиненных – 1,15 – 1,3; хлопчатобумажных – 1,25 – 1,4; клиновых – 1,5 – 1,6.

Допускаемые полезные напряжения в ремне

Определив по кривым скольжения , находят полезное допускаемое напряжение для испытуемой передачи:

,

где s = 1,2 – 1,4 – коэффициент запаса тяговой способности по буксованию.

Кривые скольжения получают при испытаниях ремней на типовых стендах при типовых условиях:  = 180°, и = 10 м/с, нагрузка равномерная, передача горизонтальная.

Переход от значений  для типовой передачи к допускаемым полезным напряжениям  для проектируемой производят с помощью корректирующих коэффициентов:

 = ₀С_αС_v,С_рС₀,                         (1)

где С_α – коэффициент угла обхвата, учитывающий снижение тяговой способности передачи с уменьшением угла обхвата;

С_v – скоростной коэффициент, вводимый только для передачи без автоматического регулирования натяжения и учитывающий уменьшение прижатия ремня к шкиву под действием центробежных сил;

С_р – коэффициент режима нагрузки, учитывающий влияние периодических колебаний нагрузки на долговечность ремня;

С₀ – коэффициент, учитывающий способ натяжения ремня и наклон линии центров передачи к горизонту (у вертикальных передач собственная масса ремня уменьшает его прижатие к нижнему шкиву).

На практике формулу (1) используют только для расчета плоскоременных передач. Значения корректирующих коэффициентов выбирают по рекомендациям из справочников.

Нагрузка на валы и опоры

Силы натяжения ветвей ремня (за исключением Fv) передаются на валы и опоры (рисунок 8.8). Равнодействующая нагрузка на вал:

.

Рис. 1. Силы натяжения ветвей ремня

Расчет ременных передач по тяговой способности

Согласно кривым скольжения, прочность ремня не является достаточным условием, определяющим работоспособность передачи, так как ремень, рассчитанный на прочность, может оказаться недогруженным или же будет буксовать. Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности, основанный на кривых скольжения. Этот расчет сводится к определению расчетной площади сечения ремня:

.

Для плоскоременной передачи А = , где δ и b – толщина и ширина ремня.

Для клиноременной передачи А = zА₀, где А₀ – площадь поперечного сечения одного ремня; z – число ремней.

Расчет ременных передач на долговечность

Долговечность ремня определяется в основном его усталостной прочностью, которая зависит не только от величины напряжений, но также и от частоты циклов напряжений, то есть от числа изгибов ремня в единицу времени. Полный цикл напряжений соответствует одному пробегу ремня. Полное число пробегов ремня за весь срок работы передачи пропорционально числу пробегов в секунду:

,                                    (1)

где v – скорость ремня в м/с; l – длина ремня в м; [U] – допускаемое число пробегов в секунду.

Последовательность расчета плоскоременных передач

Исходные данные:

1. Мощность на валу малого шкива Р₁

2. Угловые скорости шкивов ₁ и ₂.

3. Условия работы.

Последовательность расчета:

1. В зависимости от условий работы выбирают тип плоского ремня.

2. Определяют диаметр малого шкива по эмпирической формуле

.

Размер d₁ принимают по ГОСТ 23831-79.

3. Определяют скорость ремня v и сопоставляют ее с оптимальной для принятого типа ремня. При неудовлетворительной v изменяют d₁.

4. Задаются коэффициентом скольжения и определяют диаметр большего шкива d₂ (формула 8.3 или 8.4). Полученный размер округляют до стандартного значения.

5. Уточняют передаточное число по формуле (8.4).

6. Ориентировочно принимают межосевое расстояние а либо в соответствии с требованием конструкции, либо в рекомендуемых пределах.

7. Определяют расчетную длину ремня  по формуле (8.6). Для бесконечных ремней   округляют до стандартного значения.

8. Проверяют передачу на долговечность по числу пробегов ремня по формуле (1) и, если оно выше допустимого, увеличивают длину ремня, то есть принимают большее а.

9. Уточняют межосевое расстояние а. Расчет выполняют только для передач с бесконечным ремнем при окончательно установленной длине по стандарту.

10. Проверяют угол обхвата α₁ ремнем малого шкива и при необходимости увеличивают межосевое расстояние а или применяют натяжной ролик.

11. По рекомендациям задаются отношением /d₁ и определяют толщину ремня , округляя ее до ближайшего меньшего стандартного значения. Определяют полезное допускаемое напряжение []₀ .

12. Находят корректирующие коэффициенты С_α, C_v, C_p, С₀ и вычисляют допускаемые полезные напряжения [] .

13. Определяют окружное усилие .

14. Из расчета по тяговой способности определяют требуемую площадь поперечного сечения ремня , и его ширину b, округляя до ближайшего большего стандартного значения. При несоответствии ширины b указанным в стандарте (для принятой толщины ) производят перерасчет передачи.

15. Находят усилие предварительного натяжения ремня

.

Последовательность расчета клиноременных передач

"40 Видные духовные писатели Восточной Церкви" - тут тоже много полезного для Вас.

Расчет ведется аналогично расчету плоскоременных передач со следующими изменениями:

- в пункте 1 по передаваемой мощности и предполагаемой скорости ремня выбирают тип клинового ремня, а затем определяют размеры сечения;

- в таблицах для каждого значения мощности рекомендуется два – три типа ремня. Расчет выполняют параллельно для всех рекомендуемых ремней, принимая окончательно тот из них, который обеспечивает меньшие габариты передачи и большую долговечность;

- в пункте 2 для выбранного типа ремня принимают диаметр малого шкива по таблице;

- в пункте 11 задаются напряжением предварительного натяжения О₀ и для выбранного типа ремня принимают полезное допускаемое напряжение []₀;

- в пункте 14 из расчета тяговой способности определяют число ремней.