72479

МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

Лекция

Производство и промышленные технологии

Передача состоит из двух шкивов закрепленных на валах и ремня охватывающего шкивы. В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную рис. Основные преимущества ременной передачи: возможность передачи движения на значительное расстояние до 15 м и более...

Русский

2014-11-22

785.5 KB

3 чел.

Лекция 5.

МЕХАНИЧЕСКИЕ   ПЕРЕДАЧИ

Механической передачей  называют механизм, который преобразует параметры движения двигателя при передаче рабочим органам машины (рис.5.1). Необходимость введения передачи как промежуточного звена между двигателем и рабочими органами машины связана с решением различных задач.

Например, в автомобилях и других транспортных машинах требуется изменять величину скорости и направление движения, а на подъемах и при трогании с места необходимо в несколько раз увеличить вращающий момент на ведущих колесах. Сам автомобильный двигатель не может выполнить эти требования, так как он работает устойчиво только в узком диапазоне изменения вращающего момента и угловой скорости. При выходе за пределы этого диапазона двигатель останавливается. Подобно

Рис.5.1.

автомобильному двигателю, слабо регулируются многие другие двигатели, в том числе большинство электродвигателей.

            Согласование режима работы двигателя с режимом работы рабочих органов машины осуществляется с помощью передач.

В некоторых случаях регулирование двигателя возможно, но нежелательно по экономическим соображениям, так как двигатели имеют низкий к.п.д. за пределами номинального режима работы.

Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности; оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с передачей, понижающей угловую скорость, вместо двигателей без передачи.

В машиностроении применяют механические, электрические, гидравлические и пневматические передачи. Наибольшее распространение получили механические передачи.

Все механические передачи разделяют на две основные группы:

Iпередачи, основанные на использовании трения (ременные, фрикционные);          II –  передачи, основанные на использовании зацепления (зубчатые, червячные, цепные, винтовые).

В каждой передаче (рис.5.2) различают два основных вала: входной и выходной или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточные валы.

          Основные характеристики передач:

  •  мощность N1 на входе и N2 на выходе, кВт;
  •  быстроходность, которая выражается частотой вращения n1 на входе и n2 на выходе, об/мин.

          Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для проведения проектного расчета любой передачи.        

Рис.5.2.

Кроме основных, различают производные характеристики:

  •  коэффициент полезного действия (к.п.д)

где Nr – мощность, потерянная в передаче;

  •  передаточное отношение, определяемое в направлении потока мощности,

Производственные характеристики часто используются взамен основных. Например, передачу можно определить с помощью N1, n1, i, .

При i > 1, n1 > n2 передача понижающая, или редуктор.

При i < 1, n1 < n2 передача повышающая, или мультипликатор.

Наибольшее распространение имеют понижающие передачи, так как частота вращения исполнительного механизма в большинстве случаев меньше частоты вращения двигателя.

Регулирование передаточного отношения может быть ступенчатым или бесступенчатым. Ступенчатое регулирование выполняют в коробках скоростей с зубчатыми колесами, в ременных передачах со ступенчатыми шкивами и т.п.; бесступенчатое регулирование – с помощью фрикционных или цепных вариантов.

При расчете передач часто используют следующие зависимости между различными параметрами:

Выражение мощности N, кВт через окружную (тангенциальную) силу Ft, кгс и окружную скорость v, м/с колеса, шкива, барабана и т.п.

,

выражение вращающего момента Т, кгссм через мощность N, кВт и частоту вращения n, об/мин.

;

связь между вращающими моментами на одном Т1 и другом Т2 валах через передаточное отношение i и к.п.д. в линии передачи между этими валами в направлении потока мощности

.

РЕМЕННЫЕ   ПЕРЕДАЧИ

ОБЩИЕ  СВЕДЕНИЯ

Принцип действия и классификация

Схема ременной передачи изображена на рис.5.3. Передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие

Рис.5.3

натяжения последнего.

           В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную (рис.5.3,а), клиноременную (рис.5.3,б) и круглоременную (рис.5.3,в) передачи.

Оценка и применение

           Ременная передача является одним из старейших типов механических передач.

Основные преимущества ременной передачи: возможность передачи движения на значительное расстояние (до 15 м и более); плавность и бесшумность работы, обусловленные эластичностью ремня и позволяющие работать при высоких скоростях; предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня; предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня (ременная передача устраняет необходимость применения специальных предохранительных муфт); простота конструкции и эксплуатации.

Основными недостатками ременной передачи являются: невозможность выполнения малогабаритных передач (для одинаковых условий диаметры шкивов примерно в 5 раз больше диаметров зубчатых колес); некоторое непостоянство передаточного отношения, вызванное зависимостью скольжения ремня от нагрузки; повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяжением ремня (увеличение нагрузки на валы в 2-3 раза по сравнению с зубчатой передачей); низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000 ч).

 Ременные передачи применяют преимущественно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях.

Мощность современных передач не превышает обычно 50 кВт.

 В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни.

ОСНОВЫ РАСЧЕТА РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ

Теоретические основы расчета являются общими для всех типов ременных передач.

Критерии работоспособности и расчета

 Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом; долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой.

Кинематика передачи

Окружные скорости на шкивах м/с (рис.5.3):

   (5.1)

где D – мм; n – об/мин.

Учитывая неизбежное упругое скольжение ремня, можно записать v2 < v1 или

     (5.2)

где - коэффициент скольжения*.

При этом передаточное отношение

.     (5.3)

В дальнейшем будет показано, что величина зависит от величины нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках   0,01 0,02.

Небольшая величина позволяет приближенно принимать:

     (5.4)

Геометрия передачи

На рис.5.4 обозначено: a – межосевое расстояние; - угол между ветвями ремня;   - угол обхвата ремнем малого шкива.

При геометрическом расчете известными обычно являются D1, D2 и a, определяются угол и длина ремня L. Вследствие вытяжки и провисания ремня величина   и L не являются строгими, а поэтому могут определяться приближенно.

  (см.рис.5.4)

Из условного построения, выполненного штриховой линией,

.

Учитывая, что /2 практически не превышает 150, приближенно принимаем значение синуса равным аргументу и запишем

.

При этом         (5.5)

или      .

Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:

Рис.5.4

Используя приближенную зависимость * cos/2 1 – ½ (/2)2 и заменяя , после несложных преобразований получаем

        (5.6)

При заданной длине ремня, используя формулу (5.6), можно определить необходимое межосевое расстояние

 (5.7)

Силы и силовые зависимости

На рис.5.5 показано нагружение ветвей ремня в двух случаях:

без нагрузки Т1 = 0 (рис.5.5,а) и под нагрузкой Т1 > 0 (рис.5.5,б). Здесь обозначено: S0 – предварительное натяжение ремня (без учета центробежных сил); S1 и S2 – натяжение ведущей и ведомой ветвей в нагруженной передаче; Ft = 2T1/D1 – окружная сила передачи.

Рис.5.5

По условию равновесия шкива имеем:

или

    (5.8)

Связь между S0 , S1 и S2 можно установить на основе следующих рассуждений.

Геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки* и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче. Следовательно, дополнительная

вытяжка ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рис.5.5). Запишем:

,

или

.     (5.9)

Из равенства (5.8) и (5.9) следует:

    (5.10)

Получили систему двух уравнений с тремя неизвестными S0 , S1 , S2. Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зави-

Рис.5.6

симости от нагрузки Ft и предварительного натяжения S0 , но не вскрывают тяговой способности передачи, которая связана с величиной силы трения между ремнем и шкивом. Эта связь установлена Эйлером.

          Эйлер установил зависимость между S1 и S2 на границе буксирования, т.е. определил

максимально  допустимую величину Ft в зависимости от S0 при условии полного использования запаса сил трения.

На рис.5.6 обозначено: S – текущее значение натяжения ремня в сечении под углом ; dR – нормальная реакция шкива на элемент ремня, ограниченный углом d; fdR – элементарная сила трения.

По условиям равновесия

(а)

Отбрасывая члены второго порядка малости и принимая sin d/2  d/2, получаем           (б)

Из формул (а) и (б) следует

    (в)

Интегрируя, получаем:

;

или

    (5.11)

где - основание натурального логарифма.

Решая совместно уравнения (5.8) и (5.11) с учетом уравнения (5.9), находим:

   (5.12)

Формулы (5.12) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с величиной нагрузки Ft и факторами трения  (f и ). Они позволяют также определить минимально необходимую величину предварительного натяжения ремня S0, при которой еще возможна передача заданной нагрузки Ft.

Если

      

передаче начнется буксирование ремня.

Нетрудно установить [см.формулу (5.12)], что увеличение значений f и благоприятно отражается на работе передачи. Так, например, если f  0, то S1 , S2 и  S0  , т.е. передача нагрузки становится невозможной при сколь угодно большом натяжении ремня.

Эти выводы приняты за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом.

В первой передаче использован принцип искусственного повышения трения за счет заклинивания ремня в пазах шкива. Во второй – увеличивается угол обхвата за счет натяжного ролика.

В передачах без натяжного ролика величина угла обхвата зависит от межосевого расстояния а и передаточного отношения i. С уменьшением а и с увеличением i уменьшается [см.формулу (5.5)] или нагрузочная способность передачи. Поэтому в практике расчета ременных передач введены ограничения для значений , а, i (см.ниже).

При круговом движении ремня со скоростью на него действует центробежная сила

   (5.13)

Как показывают расчеты (см.ниже), влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно сказывается только при больших скоростях                > 25 м/с.

Напряжения в ремне

Наибольшее напряжения действуют в ведущей ветви ремня. Они складываются из 1, v и и, значения которых следующие

   (5.14)

где А = b - площадь поперечного сечения ремня.

Учитывая формулу (5.10), напряжение 1 можно представить в виде

   (5.15)

где

    (5.16)

F – так называемое полезное напряжение, 0 – напряжение от предварительного напряжения.

           Согласно формуле (5.8) полезное напряжение можно представить как разность напряжений ведущей и ведомой ветвей:              F = 1 - 2.

           В той части ремня, которая огибает шкив, возникают напряжения изгиба (рис.5.7). по закону Гука

                                  

где - относительное удлинение напряженных волокон; Е – модуль упругости.   

Рис.5.7

Известно, что при чистом изгибе = y/r. Здесь у – расстояние до нейтрального слоя; r – радиус кривизны нейтрального слоя.

Для ремня, огибающего шкив, у = /2, r  D/2. При этом = /D,

    (5.17)

Формула (5.17) позволяет отметить, что основным фактором, определяющим величину 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

  (5.18)

Эпюра распределения напряжений по длине ремня изображена на рис.5.8.

Рис.5.8

Влияние отдельных составляющих суммарного

напряжения на тяговую способность передачи

и долговечность ремня.

Рекомендации по выбору основных

параметров передачи

Тяговая способность передачи характеризуется величиной максимально допустимой окружной силы Ft или полезного напряжения F.

Учитывая формулу (5.12), нетрудно убедиться, что допустимое по условию отсутствие буксования F возрастает с увеличением напряжения от предварительного натяжения 0.

    (5.19)

Однако практика показывает значительное снижение долговечности ремня с увеличением 0.

Оценивая величину напряжений от центробежных сил можно отметить, что их влияние несущественно.

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

В отличие от 0 и F увеличение и не способствуют повышению тяговой способности передачи. Более того, напряжения изгиба как периодически изменяющиеся являются главной причиной усталостного разрушения ремней.

Поэтому на практике величину и ограничивают минимально допускаемыми значениями отношения D/ [см.формулу (5.25)].

Долговечность ремня зависит не только от величины напряжений, но также от характера и частоты цикла изменения этих напряжений.

Скольжение в передаче

Исследования Н.Е.Жуковского показали, что в ременных передачах следует различать два вида скольжения ремня по шкиву: упругое скольжение и буксование. Упругое скольжение наблюдается при любой нагрузке передачи, а буксование только при перегрузке.

Разность натяжения ведомой и ведущей ветвей, создаваемая нагрузкой, вызывает упругое скольжение в ременной передаче.

Разность скоростей 1 и 2 учитывается в формулах (5.2) и (5.3) коэффициентом скольжения .

По мере увеличения нагрузки (увеличения ) разность окружных скоростей возрастает, а передаточное отношение изменяется.

 Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения в ременных передачах.

При перегрузке передачи ремень начинает скользить по всей поверхности соприкосновения со шкивом. Такое скольжение получило название буксования. При буксовании ведомый шкив останавливается, а к.п.д. передачи становится равным нулю.

Потери в передаче и к.п.д.

Потери мощности в ременной передаче складываются из: потерь в опорах валов; потерь от скольжения ремня по шкивам; 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 к.п.д. передачи определяют экспериментально или оценивают приближенно на основе практики. При нагрузках, близких к расчетным, среднее значение к.п.д. обычно принимают для плоскоременных передач   0,97, а для клиноременных    0,96.

Кривые скольжения и к.п.д.

В настоящее врямя работоспособность ременной передачи принято характеризовать кривыми скольжения и к.п.д. (рис.5.9). Такие кривые являются результатом испытаний ремней различных типов и материалов (плоских, клиновых, кожаных, прорезиненных и др.).

На графике по оси ординат отсчитывают относительное скольжение и к.п.д. в процентах, а по оси абсцисс – нагрузку передачи, которую выражают через коэффициент тяги

 Коэффициент тяги  позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня S0 используется полезно для передачи нагрузки Ft, т.е. характеризует степень загруженности передачи. Целесообразность выражения нагрузки передачи через безразмерный коэффициент   объясняется тем, что скольжение и к.п.д. связаны именно со степенью загруженности передачи, а не с абсолютной величиной нагрузки.

Рис.5.9

Допускаемые полезные напряжения в ремне F

Анализ многочисленных кривых скольжения позволил установить зависимость для определения величины допускаемых полезных напряжений в ремне

   (5.20)

где с и - постоянные коэффициенты, зависящие от типа и материала ремня, а коэффициент с также и от 0..

Зависимость [F]0 от /D1 объясняется тем, что коэффициент трения между ремнем и шкивом связан с величиной нормального давления между ними или при прочих равных условиях с величиной D и .

Переход от значений [F]0 для типовой передачи к допускаемым полезным напряжениям [F] для  проектируемой передачи производится с помощью корректирующих коэффициентов:

   (5.21)

где К - коэффициент угла обхвата, учитывающий снижение тяговой способности передачи с уменьшением угла обхвата; К - скоростной коэффициент, вводимый только для передачи без автоматического регулирования натяжения (см.ниже) и учитывающий уменьшение прижатия ремня к шкиву под действием центробежных сил; КНкоэффициент режима нагрузки, учитывающий влияние периодических колебаний нагрузки на долговечность ремня; К0коэффициент, учитывающий способ натяжения ремня и наклон линии центров передачи к горизонту (у вертикальных передач собственный вес ремня уменьшает его прижатие к нижнему шкиву).

Способы натяжения ремней

Вначале натяжения ремня S0 оказывает значительное влияние на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трения (с малым запасом S0 ).

На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением S0 в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и к.п.д. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т.е. отношение Ft / S0 остается постоянным.

Пример такой передачи показан на рис. 5.10. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение ремня 2S0 равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т.е. пропорционально моменту нагрузки.

Рис.5.10

На рис.5.11 показан пример схемы передачи, в которой натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным. Здесь натяжение осуществляется за счет массы электродвигателя G, установленного на качающейся плите. Постоянное натяжение получают также с помощью пружин в передачах с натяжным роликом (см.рис.5.13,е).

Третьим способом натяжения является способ периодического подтягивания ремня (по мере его вытяжки) с помощью винта или другого подобного устройства (рис.5.12).

    Рис.5.11              Рис.5.12

Нагрузка на валы и опоры

Силы натяжения ветвей ремня (за исключением Sv) передаются на валы и опоры (рис.5.13). Равнодействующая нагрузка

  (5.22)

Обычно R в два, три раза больше окружной силы Ft (см.пример расчета) и это, как указывалось выше, относится к недостаткам ременной передачи (в зубчатой передаче     R  Ft).

Рис.5.13

ПЛОСКОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА

Разновидности плоскоременных передач

На практике применяют большое число различных схем передач плоским ремнем. Из этих схем здесь рассматриваются только наиболее типичные: открытая передача (рис.5.13,а) применяется при параллельном расположении валов и одинаковом направлении вращения шкивов; перекрестная передача (рис.5.13,б), в которой ветви ремня перекрещиваются, а шкивы вращаются в обратных направлениях; полу-

перекрестная передача (рис.5.13,в), в которой оси валов перекрещиваются под некоторым углом; угловая передача (рис.5.13,г), в которой оси валов пересекаются под некоторым углом.

Из этих схем передач на практике чаще всего применяется простая открытая передача.

 Регулируемая передача со ступенчатыми шкивами (рис.5.13,д) применяется в тех случаях, когда требуется регулировка передаточного отношения.

 Передача с натяжным роликом (рис.5.13,е) применяется при малых межосевых расстояниях и больших передаточных  отношениях и автоматически обеспечивает постоянное натяжение ремня. В этой передаче угол обхвата , а следовательно, и тяговая способность ремня становятся независимыми от межосевого расстояния и передаточного отношения. При любых практически выполнимых значениях а и i можно получить > 1800.

Натяжной ролик рекомендуют устанавливать на ведомой ветви ремня. При этом уменьшается потребная сила нажатия ролика на ремень.

Рис.5.13

Основные типы плоских ремней

В машиностроении применяются следующие основные типы стандартных ремней [1].

 Кожаные ремни обладают хорошей тяговой способностью и высокой долговечностью, хорошо переносят колебания нагрузки. Высокая стоимость и дефицитность кожаных ремней значительно ограничивают их применение.

 Прорезиненные ремни состоят из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани, связанных между собой вулканизированной резиной. Ткань, имеющая больший модуль упругости, чем резина, передает основную часть нагрузки. Резина обеспечивает работу ремня как единого целого, защищает ткань от повреждений и повышает коэффициент трения.

 Хлопчатобумажные ремни изготавливают как цельную ткань с несколькими слоями основы и утка, пропитанными специальным составом (битум, озокерит). Такие ремни, легкие и гибкие, могут работать на шкивах сравнительно малых диаметров с большими скоростями. Тяговая способность и долговечность у этих ремней меньше, чем у прорезиненных.

 Шерстяные ремни – ткань с многослойной шерстяной основой и хлопчатобумажным утком, пропитанная специальным составом (сурик на олифе). Обладая значительной упругостью, они могут работать при резких колебаниях нагрузки и при малых диаметрах шкивов. Их тяговые свойства ниже, чем у других типов ремней.

 Пленочные ремни – ремни из пластмасс на основе полиамидных смол, армированных кордом из капрона, лавсана или энанта. Эти ремни обладают высокой статической и усталостной прочностью. При малой толщине (от 0,4 до 1,2 мм) они передают значительные нагрузки (до 15 кВт), могут работать при малых диаметрах шкивов и с высокой быстроходностью (до 50 000 об/мин).

 Соединение концов ремней оказывает большое влияние на работу передачи, особенно при значительных скоростях.

Методика расчета плоскоременной передачи

Расчет плоскоременной передачи базируется на рассмотренной выше общей теории ременных передач и экспериментальных данных. В этом расчете формулу Эйлера, определяющую тяговую способность передачи, и формулу (5.18) для суммарного напряжения в ремне, определяющую его прочность и долговечность, непосредственно не используют. Их учитывают в тех рекомендациях по выбору геометрических параметров (а, D, и пр.) и допускаемых напряжений [F]0, [F], которые используют при расчете.

Для проектного расчета задают: мощность N1, кВт, частоту вращения n1, об/мин, передаточное отношение i. Определяют: D1 и D2, a, тип и размеры ремня  (b, , L).

Для плоскоременных передач рекомендуют  

  1500; i  5 – открытая передача; i  10 – передача с натяжным роликом; а 2(D1 + D2) – открытая; а (D1 + D2) – с натяжным роликом;   U  3(5) 1/с – открытая; U  8(10) 1/с – с натяжным роликом; D1/  25 – ремни кожаные, шерстяные, хлопчатобумажные; D1/  30 – ремни прорезиненные.

                    (5.23)

При предварительном расчете, когда D1 и   еще неизвестны, размер малого шкива можно приближенно оценить по формуле  М.А.Саверина

    (5.24)

где N1 – кВт, n1 – об/мин, D1 – мм.

После оценки D1 , ориентируясь на рекомендации (5.25) и стандарты на размеры ремня, выбирают толщину ремня . Затем из расчета тяговой способности определяют ширину ремня b.

КЛИНОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА

Принципиальные основы конструкции

В этой передаче (см.рис.5.3 и 5.14) ремень имеет трапецеидальную (клиновую) форму поперечного сечения и располагается в соответствующих канавках шкива. В передаче обычно работает несколько ремней, но может быть и один. Несколько тонких ремней применяют взамен одного толстого с целью уменьшения напряжений изгиба.

Форма канавки шкива выполняется так, чтобы между ее основанием и ремнем был гарантирован зазор . При этом рабочими являются боковые поверхности ремня. В то же время ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра шкива Dн, так как в этом случае кромки канавок будут быстро разрушать ремень.

Расчетным диаметром D шкива является диаметр, соответствующий окружности расположения центров тяжести поперечных сечений ремня. Все размеры, определяющие форму обода шкива (e, m, t, DH, D), выбирают по соответствующим табли-

Рис.5.14     Рис.5.15

цам стандартов в зависимости от размеров поперечного сечения ремня, которые также стандартизированы.

 Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи за счет повышения трения.

Положим, что вследствие натяжения ветвей ремня его элемент длиной dL прижимается к шкиву силой dR (рис.5.15). При этом элементарная сила трения, действующая в направлении окружной силы,

В аналогичных условиях для плоскоременной передачи dF = dRf.

Сравнивая эти формулы, можно отметить, что в клиноременной передаче трение увеличивается с уменьшением угла клина .

Величину     

    (5.25)

называют приведенным коэффициентом трения.

Для стандартных ремней угол принят равным 400. При этом

f’ = f/sin 200  3f

Таким образом, клиновая форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в три раза.

Дальнейшему увеличению сцепления путем уменьшения угла препятствует

Рис.5.16

появление самозаклинивания ремня в канавках шкива. При самозаклинивании ремень испытывает дополнительный перегиб на сбегающих ветвях (рис.5.16) и быстрее разрушается от усталости.

В целях выравнивания давления углы канавок делают меньше угла профиля ремня. По стандарту на размеры шкивов клиноременных передач канавки изготовляют с углами от 34 до 400.

Значительное увеличение трения позволяет сохранить нагрузочную способность клиноременной передачи при значительно меньших углах обхвата по сравнению с плоскоременной передачей.

В соответствии с формулами (5.12) при S0 = const тяговая способность этих передач (или величина силы Ft) будет оставаться постоянной при условии

кf’ = п f,

где к и f’ – угол обхвата и коэффициент трения клиноременной передачи;

к и f – то же , для плоскоременной передачи. Имея в виду, что f 3 f , а по условию (5.23) п   1500, получим

или   .

С целью лучшего использования возможностей клиноременной передачи на практике рекомендуется принимать и в редких случаях до 700. Малая величина допускаемых углов охвата позволяет строить клиноременные передачи с малыми межосевыми расстояниями а и большими передаточными отношениями i, а также передавать работу с одного ведущего шкива нескольким ведомым (рис.5.17).

Конструкция клинового ремня должна обладать достаточной гибкостью для уменьшения напряжений изгиба и в то же время иметь значительную поперечную жесткость во избежание глубокого заклинивания в канавках шкивов.

В настоящее время применяют ремни с различной структурой поперечного сечения. Одно из типичных и наиболее распространенных сечений изображено на рис.5.18.

Рис.5.17      Рис.5.18

Слои шнурового корда 1 являются основным несущим элементом ремня*. Они расположены в нейтральной зоне (по изгибу) для повышения гибкости ремня. Тканевая обертка 3 увеличивает прочность ремня и предохраняет его от износа. Резина 2 как заполнитель объединяет ремень в единое целое и придает ему эластичность.

Клиновые ремни изготовляют в виде замкнутой бесконечной ленты.

Методика расчета клиноременных передач

Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней позволило определить допускаемую нагрузку для каждого типоразмера ремня, а расчет передачи свести к подбору типа и числа ремней по таблицам или графикам (см. приложение 2 к ГОСТ 1284-68).

Тип и число ремней выбирают и рассчитывают, используя формулу (5.28) и графики рис.

N = N0 K Kн z    (5.26)

где N – мощность передачи; N0 – мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой передачи ( = 1800, нагрузка равномерная) – по графикам на рис.5.19, 5.20; K - коэффициент угла обхвата; Kн – коэффициент режима нагрузки; z – число ремней.

      Рис.5.19             Рис.5.20

       

* В последнее время шнуры корда на основе искусственных волокон заменяют синтетическими (полиамидными) волокнами или стальными тросами, что позволяет значительно повысить прочность ремней.

Значение мощностей на графиках (рис.5.19 5.21) даны применительно к ремням с кордом на основе искусственных волокон:

рис. 5.19 – для сечений ремней О и А, рис.5.20 – для сечений Б и В, рис.5.21 – для сечений Г, Д и Е. В случае применения синтетических волокон значения мощностей можно увеличить примерно на 10%. Расчет выполняют по диаметру малого шкива D1. При выборе диаметров из числа указанных на графиках следует учитывать, что при меньших диаметрах уменьшаются габариты передачи, но увеличивается число ремней. Расчетные диаметры обоих шкивов рекомендуют выбирать из числа стандартных.

Вследствие неравномерности загрузки ремней рекомендуют ограничивать число ремней по условию

z 8      (5.27)

          Выполняя расчет, необходимо учитывать следующие рекомендации:

  1200 (900);

                       i  7 (10);               (5.28)

U  10 (20)с-1;

2 (D1 + D2)  a  0,55 (D1 + D2) + h,

где h – высота поперечного сечения ремня (см.рис.5.24)

           В указанных пределах рекомендуемое межосевое расстояние можно выбирать по табл. В зависимости от i и D2.

           Предварительное натяжение ремня – по рекомендации

Рис.5.21

ПЕРЕДАЧА ЗУБЧАТЫМИ РЕМНЯМИ

В этой передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецеидальной формы (рис.5.28), а на шкиве – соответствующие впадины. Таким образом, передача работает по принципу зацепления, а не трения. К ременным передачам она относится условно только по названию и конструкции тягового органа. По принципу работы она относится к цепным передачам. Принцип зацепления устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении,

что повышает к.п.д. передачи. Здесь уменьшается влияние угла обхвата и межосевое расстояние на тяговую способность, что позволяет значительно снизить габариты передачи и увеличить передаточное отношение. Эластичная связь и упругость зубьев

Рис.5.22

(вместо жестких шарнирных связей цепи) устраняет шум и динамические нагрузки.

Значение различно при расчетах на контактные и изгибные напряжения.

 Примечание. Если значение превышает величину t max , то принимают = t max.

21

PAGE  23


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

64085. Исследование системы распознаваний форм микрообъектов (на примере кристаллограмм) 5.27 MB
  Объектом исследования являются системы распознавания форм. В качестве предмета исследования мы выбираем разработку и исследование характеристик системы распознавания форм микрообъектов. Задачи: рассмотреть понятие системы распознавания...
64086. Анализ показателей деятельности предприятия ООО «МК ВЕК» 421.44 KB
  Хозяйственная деятельность любого предприятия организации связана с необходимостью осуществлять расчеты как внутри так и вне него. Многообразие расчетных операций хозяйствующего субъекта обусловливает необходимость их классификации по ряду признаков...
64087. Совершенствование пересмотра и обжалования постановлений по делам об административных правонарушениях в таможенном деле 8.1 MB
  В дипломном проектировании рассматривается ситуация когда либо нарушитель либо таможенный инспектор который вел дело до передачи на рассмотрение в вышестоящую инстанцию суд не согласен с вынесенным судом постановлением по делу об административном правонарушении и решает инициировать процедуры пересмотра либо обжалования данного судебного акта.
64088. Особливості обліку розрахунків з підзвітними особами на прикладі сільскогосподарського товариства з обмеженою відповідальністю «Україна 2001» відділ №9 175.02 KB
  У процесі фінансово-господарської діяльності у підприємства виникає потреба використовувати готівку грошові кошти для розрахунків з працівниками по відрядженнях видачі їм коштів на представницькі цілі для купівлі за готівковий розрахунок товарів...
64089. Строение электровоза ВЛ8, основные технические данные, характеристики, модификации, модернизации 267.26 KB
  Общий вид электровоза ВЛ8 Основные технические данные электровоза сле дующие: Род службы грузовой; Ток постоянный напряжение на токоприемнике 3000В; Сила тяги продолжительного режима 2975 кН...
64090. Оптимизация системы сбыта в томском филиале ООО «ДНС+Кемерово» 355.99 KB
  Не является исключением и система сбыта предприятия без которой невозможно комплексное управление предприятием. Сегодня отсутствие должного внимания к вопросам сбыта ведет к снижению эффективности управленческих решений.
64092. Экономика эксплуатационного подразделения ГХ 190.61 KB
  Потери и не учтенные расходы газа в сети. Первоначальная стоимость основных производственных фондов равная объёму капитальных вложений определяется в данной работе как сумма капитальных вложений по основным производственным звеньям системы распределения газа.