Тяговая способность передачи.

Общие сведения.

Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня, надетого на шкивы с натяжением и передающего окружную силу с помощью трения (рис 1). Предусматривается также натяжное устройство (рис 2). Возможны передачи с двумя или несколькими ведомыми шкивами (рис 3).

Основное применение ременные передачи имеют: а) для привода от электродвигателей небольшой и средней мощности машин-орудий; б) для привода от первичных двигателей (внутреннего сгорания) электрических генераторов, сельскохозяйственных и других машин.

Клиновые ремни в передаче применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и избежать больших напряжений изгиба у одного ремня, который получился бы увеличенного сечения.

Достоинства ременных передач, определяющие области их применения:

1) возможность передачи движения на значительные расстояния;

2) плавность работы - смягчение толчков, бесшумность;

3) возможность работы с высокими частотами вращения;

4) малая стоимость.

Недостатки ременных передач:

1) значительные габариты - обычно в несколько раз большие, чем у зубчатых;

2) неизбежность некоторого упругого скольжения ремня;

3) повышенные силы на валы и опоры, так как для передачи сил трения нужны значительные силы прижатия и их приходится назначать по максимальной нагрузке;

4) необходимость, за редким исключением, устройств для натяжения ремня;

5) необходимость предохранения ремня от попадания масла;

6) малая долговечность ремней в быстроходных передачах.

Ременные передачи, как правило, применяют между параллельными валами, вращающимися в одну сторону (так называемые открытые передачи). При этом ремень подвергается растяжению и изгибу.

Условием работы ременных передач является натяжение ремня, которое должно сохраняться во время эксплуатации.

 

Клиновые ремни.

Клиновые ремни - это ремни трапециевидного сечения с боковыми рабочими сторонами, работающие на шкивах с канавками соответствующего профиля (рис 4). Глубина канавок шкива должна быть такой, чтобы между внутренней поверхностью ремней и дном желобков шкива сохранялся зазор.

Ремни благодаря клиновому действию отличаются повышенными силами сцепления со шкивами и, следовательно, повышенной тяговой способностью. Трапециевидная форма сечения ремня из-за большой высоты неблагоприятна с точки зрения изгиба на шкивах и КПД.

Это компенсируется тем, что ремень изготавливают из материала с малым модулем упругости, кроме основного несущего слоя, который имеет небольшую толщину и располагается по нейтральному слою ремня.

Ремень должен быть гибким для возможности работы на шкивах малых диаметров и вместе с тем иметь достаточную поперечную жесткость во избежание глубокого заклинивания в канавках шкивов и радиального скольжения вследствие поперечного сжатия.

Клиновой ремень состоит из следующих частей (рис. 4а, б):

1) корда, представляющего собой основной несущий слой, расположенный примерно по центру тяжести сечения ремня;

2) обертки ремня в виде нескольких слоев прорезиненной ткани, намотанной диагонально.

3) резиновых слоев, расположенных над и под несущим слоем (кордом), условно называемых слоями растяжения и сжатия;

Корд выполняют из химических волокон: вискозы, капрона, лавсана.

В кордтканевых ремнях (см. рис. 4а) корд выполнен в виде нескольких слоев кордткани с основой из крученых шнуров и тонких редких нитей утка.

В кордошнуровых ремнях (см. рис. 4б) корд состоит из одного слоя кордшнура, намотанного по винтовой линии и заключенного в слой мягкой резины для уменьшения трения.

Клиновые ремни выпускают бесконечными (замкнутыми). Угол клина ремней в выпрямленном состоянии (см. рис. 4а, б).

Для передач общего назначения по ГОСТ 1284.1-89 изготовляют семь типов клиновых ремней О, А, Б, В, Г, Д, Е, отличающихся размерами поперечного сечения.

Основные геометрические параметры клиновых ремней представлены на рис.4а и в таблице 1. Расчетные стандартные длины клиновых ремней по ГОСТ 1284-68 в таблице 2.

Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней позволило определить допускаемую нагрузку для каждого типоразмера ремня, а расчет передачи свести к подбору типа и числа ремней. Сечение ремня выбирают по графику (рис. 5) в зависимости от мощности Р₁, которую нужно передать на ведущем шкиве и частоты вращения n₁ этого шкива. Обычно n₁ это частота вращения вала электродвигателя n_эл=n₁.

По графикам рис. 6, 7 и 8 определяют номинальную мощность Р₀, передаваемую одним ремнем в условиях типовой передачи при α=180˚, u =1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня, среднем ресурсе. Расчет выполняют по диаметру малого шкива d_p1. При выборе диаметров из числа стандартных следует учитывать, что при меньших диаметрах уменьшаются габариты передачи, но увеличивается число ремней (таблица 3).

Диаметром малого шкива задаются, исходя из графиков рис. 6, 7, 8, а диаметр ведомого шкива рассчитывают:

, [мм]

где u - передаточное число ременной передачи;

ε=0,01÷0,02

где ε – коэффициент относительного скольжения при нормальной работе.

Выбирают стандартное значение из ряда расчетных диаметров (таблица3).

Проверяют процент ошибки передаточного отношения u:

.

Ошибка

Если ошибка составляет более 5%, то округляют до ближайшего целого числа, оканчивающегося на 0 или 5.

Определяют окружную скорость ремня:

[м/с],

, мм; , мин^-1;

Определяют геометрические параметры клиноременной передачи. Межосевое расстояние а (рис. 9): - угол между ветвями ремня, - угол обхвата ремнем малого шкива. При геометрическом расчете известным обычно являются , и a, определяют угол α и длину ремня ℓ.

Минимальное межосевое расстояние обычно выбирают по условию, при котором угол обхвата на малом шкиве был бы не меньше 150˚. Максимальное межосевое расстояние ограничивается экономическими показателями: стоимостью ремней, габаритами передачи и т.д. Минимальное межосевое расстояние

а_min = 2 (d₁+ d₂ ).

В клиноременных передачах:

где и - диаметры малого и большого шкивов; h - высота сечения ремня (рис. 3).

При больших а во избежание существенного уменьшения углов обхвата рекомендуют ведущую ветвь располагать внизу.

Оптимальное межосевое расстояние в зависимости от передаточного отношения u из условия обеспечения необходимого угла обхвата на малом шкиве можно выбрать из таблицы 4.

Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:

[мм]

Выбирают стандартную расчетную длину ремня по таблице 2. При стандартной расчетной длине ремня уточняют межосевое расстояние:

[мм].

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

= ; sin .

Учитывая, что практически не превышает 15˚, приближенно принимаем значение синуса равным аргументу:

При этом:

 

После определения геометрических параметров клиноременной передачи, то есть проектного расчета, необходимо сделать проверочный расчет - определить, может ли такая передача предать необходимую мощность , и крутящий момент к исполнительному механизму.

Для этого рассчитывают передачу на тяговую способность и долговечность. Опыт эксплуатации передач в различных машинах и механизмах показал, что работоспособность передач ограничивается преимущественно тяговой способностью и долговечностью ремня.

В первом случае ремень имеет ограниченную тяговую способность из-за буксования, обусловленной недостаточной прочностью сцепления ремня со шкивом. При буксовании ремень нагревается и может сойти со шкива, обгореть (расплавиться). Поэтому буксование в ременной передаче недопустимо (в отличие от упругого скольжения).

Во втором случае усталостное разрушение ремня является причиной отказа передачи.

Тяговая способность передачи.

Основные способы повышения тяговой способности ременной передачи: увеличение усилия начального натяжения ветвей ремня; увеличение коэффициента тяги за счет увеличения угла обхвата и коэффициента трения f между ремнем и шкивом; увеличение диаметра ведущего шкива.

Расчет основан на кривых скольжения (рис. 10), которые строят в координатах: коэффициент тяги - относительное скольжение.

До некоторого определенного критического значения коэффициента тяги - скольжение ε вызывается упругими деформациями ремня, которые пропорциональны коэффициенту тяги, то есть нагрузке и кривая скольжения имеет соответственно прямолинейный характер.

При дальнейшем росте нагрузки возникает дополнительное проскальзывание, и суммарное скольжение возрастает быстрее, чем нагрузка. Затем кривая скольжения резко поднимается вверх и при некотором предельном значении коэффициента тяги наступает полное буксование.

КПД передачи, как обычно, вначале растет с ростом нагрузки вследствие уменьшения влияния потерь холостого хода. Он достигает максимума в зоне критического значения коэффициента тяги, а потом начинает падать в связи с дополнительными потерями на буксование.

Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременных передач лежит в зоне критических значений коэффициента тяги, где наиболее высокий КПД. При меньших нагрузках передача недоиспользуется. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при пиковых нагрузках и весьма кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня и потерей скорости.

Эффективным считают нагружение передачи, соответствующее наибольшему КПД и некоторому запасу по сцеплению ( =0,6...0,7 для клиноременных передач и =0,92...0,97) (рис. 10).

Расчет передач основан на показателях тяговой способности и долговечности.

Для расчета используют условие работоспособности передачи в форме

, [МПа]

где - полезное напряжение; А - площадь поперечного сечения ремня (комплект ремней), то есть суммарная площадь - площадь поперечного сечения одного ремня, умноженная на число ремней А=А₁z; [ ] - допускаемое полезное напряжение. Максимальное напряжение ремня:

, [МПа]

где - напряжение растяжения в ведущей ветви ремня; - напряжение изгиба на малом шкиве; - напряжение от центробежных сил (рис. 11).

Затем заменяем на предельное напряжение по выносливости на основе уравнения кривой усталости Велера.

Опуская выводы, приведем соотношение для определения допускаемого полезного напряжения в "стандартной" клиноременной передаче:

где v – частота пробегов ремня, ,

b₀ – ширина ремня в мм,

– длина ремня, м; – скорость ремня, м/с.

Под "стандартной" понимают передачу с u =1 и длиной ремня , работающую при спокойной нагрузке. Принята условная долговечность ремня =24000 ч. коэффициент тяги =0,67

при базовом числе циклов нагружений .

В этом соотношении вместо диаметра меньшего шкива введён эквивалентный диаметр d_e =k_id₁. С его помощью учитывают различную степень изгиба ремня на малом и большом шкивах в передачах с передаточным отношением u 1.

Коэффициент приведения (табл. 7)

Допускаемое полезное напряжение для проектируемой передачи

[ ]= , [МПа]

где - коэффициент динамичности нагрузки (см. табл. 5); - коэффициент угла обхвата учитывающий влияние на тяговую способность передачи с u 1(таблица 6).

Число ремней

z = [шт]

где (таблица 5); коэффициент учитываетнеравномерность распределения нагрузки между ремнями (таблица 8).

Для выбора числом ремней предварительно приходится задаваться.

Чем больше число ремней, тем трудней получить их равномерную загрузку. Неизбежные погрешности размеров ремней и канавок шкивов приводят к тому, что ремни натягиваются различно, появляются дополнительные скольжения, износ и потеря мощности. Поэтому рекомендуют

z 6(8)

Мощность, которую может передать один ремень в реальных условиях:

[ ]= [кВт]

Коэффициент угла обхвата (таблица 6) и коэффициент динамичности нагрузки (таблица 5), коэффициент длины ремня (рис. 12), коэффициент передаточного числа, учитывающий уменьшенные напряжения изгиба на большом шкиве (рис. 13).