Читайте также:
|
 |
К достоинствам ременных передач следует отнести: простоту конструкции, способность работать с высокими скоростями, бесшумность и плавность работы – смягчение толчков, небольшую стоимость.
Недостатки ременных передач: значительные габариты, неизбежность проскальзывания, необходимость обеспечения больших усилий для создания сил трения, и, как следствие, большие нагрузки на валы и опоры, необходимость в специальных натяжных устройствах для ремня.
Ременные передачи, как правило, применяют между параллельными валами, вращающимися в одну сторону (так называемые открытые передачи).
Условием работы ременных передач является натяжение ремня, которое должно сохраняться во время эксплуатации. Натяжение ремня обеспечивается различными способами: перемещением одного из шкивов (обычно ведущего) (рис.3.5.5 а); применением натяжного ролика (рис.3.5.5 б) с использованием грузового или пружинного натяжного устройства.
В качестве гибкой связи в силовых передачах наиболее распространены плоские (рис.3.5.6 а) и клиновые (рис.3.5.6 б) ремни. В передачах малой мощности (швейные и другие бытовые машины, приводы приборов) применяются круглые ремни (рис.6 в). По форме сечения ремня передачи подразделяются на плоско -, клино -, и круглоременные. Разновидностью клинового ремня является поликлиновой ремень (рис.3.5.6 г).
Плоские ремни применяют как простейшие, испытывающие минимальные напряжения изгиба на шкивах; клиновые и поликлиновые – в связи со значительно повышенной тяговой способностью (при прочих равных условиях более чем в три раза по сравнению с плоскоременными).
Плоские и круглые ремни используются, как правило, по одному в передаче, клиновые – по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и избежать больших напряжений изгиба у одного ремня, который получился бы большого сечения.
Материалы ремней. Приводные ремни наряду с достаточной прочностью и выносливостью должны обладать хорошей износостойкостью, гибкостью (малым модулем упругости) во избежание больших напряжений при огибании шкивов, в значительной мере определяющих срок службы ремня и достаточным коэффициентом трения со шкивами.
В современной практике применяют следующие разновидности плоских приводных ремней – синтетические, резинотканевые, кожаные, хлопчатобумажные. Ремни стандартизованы, их размеры следует принимать по соответствующим таблицам.
Клиновые ремни (рис.3.5.6 б) – это ремни трапецеидального сечения, с боковыми рабочими сторонами, работающие на шкивах с канавками соответствующего профиля.
Поликлиновые ремни – плоские бесконечные ремни с продольными клиновыми выступами, входящими в канавки шкива (рис.3.5.6 г) сочетают в себе достоинства плоских ремней – монолитность и гибкость и клиновых – повышенную силу сцепления со шкивами.
Кинематика ременных передач. Окружные скорости на шкивах (рис.3.5.7)
и 
,
 |
Вследствие упругого скольжения ремня, окружная скорость на ведомом шкиве υ2, меньше скорости υ1 на ведущем:
,
где ξ – коэффициент скольжения.
Отсюда истинное передаточное отношение 
.
Для расчетов принимают 
.
Основные геометрические зависимости ременной передачи.
Геометрическими параметрами ременных передач являются: межосевое расстояние а, угол обхвата малого шкива 
и длина ремня L.
Угол наклона ветвей ремня к оси передачи 
:
, где 
,
отсюда 
рад.
Угол обхвата на малом шкиве в градусах
.
Для плоскоременных передач рекомендуется брать минимальный угол обхвата 1500, для клиноременной – 1200 .
Длина ремня определяется как сумма длин прямолинейных участков и длин дуг шкивов на углах обхвата:
.
Учитывая, что 
, 
и заменив 
, получим 
.
Отсюда расстояние между осями шкивов при известной длине ремня L
.
При расчетах длин ремней и межосевых расстояний клиноременных передач расчетный диаметр шкива берут по нейтральному слою ремня.
Оптимальное межосевое расстояние
для плоскоременных передач 
,
для клиноременных передач 
,
где h – высота сечения ремня.
Силы и напряжения в ремнях. Чтобы ремень мог передавать полезную нагрузку, создают начальное натяжение F 0, тогда начальное напряжение в ремне будет равно 
, где А – площадь сечения ремня, мм2.
После нагружения передачи – приложения внешнего момента сопротивления к ведомому шкиву Т 2 – натяжения в ремне перераспределяются. В ведущей ветви ремня, сбегающей с ведомого шкива (как бы тянущей ведомый шкив), натяжение становится F 1 > F 0, а в ведомой ветви, сбегающей с ведущего шкива, F 2 < F 0. Изменение натяжения ремня в процессе работы передачи обусловлено влиянием сил трения между ремнем и шкивами, распределенных на дугах упругого скольжения b1 и b2, меньших, чем дуги обхвата 
и 
. При этом суммарное натяжение в обеих ветвях, определяемое начальным натяжения, остается неизменным
,
а разность натяжений, как следует из условий равновесия (уравнения моментов) для отрезка ремня, огибающего, например, ведущий шкив, равно окружному усилию или передаваемой нагрузке ремня
.
Соотношение натяжений ведущей F 1 и ведомой F 2 ветвей при работе без учета центробежных сил определяют по уравнению Л.Эйлера
,
где 
– угол (дуга) скольжения, f – коэффициент трения.
Решая уравнение Эйлера совместно с условием 
, получим
и 
,
где 
.
Поскольку натяжение, а следовательно, и относительные упругие деформации в ведущей и ведомой ветвях различны, при огибании ремнем ведущего шкива натяжение его падает (рис.3.5.8). Ремень укорачивается и проскальзывает по шкиву. На ведомом шкиве ремень удлиняется и опережает шкив. Скольжение имеет место на дуге скольжения, где передается сила трения между ремнем и шкивом. Со стороны набегания ремня находится дуга покоя.
При холостом ходе упругое скольжение и дуга скольжения равны нулю. По мере роста нагрузки дуга скольжения растет, когда она достигает всей дуги обхвата, начинается буксование передачи.
Соответствующие напряжения в ведущей и ведомой ветвях
и 
.
Напряжение от передаваемой окружной силы
.
Центробежная сила вызывает напряжения растяжения в ремне, как в свободно вращающемся кольце:
,
где s ц – напряжение в ремне, МПа; υ – скорость ремня, м/сек; g – плотность материала ремня, кг / м 3 .
При изгибе ремня толщиной d на шкиве диаметра D относительные удлинения наружных волокон по геометрическим условиям равны d / D. Напряжения изгиба в предположении постоянства модуля упругости Е составят:
.
Суммарные напряжения в ремне (рис.3.5.8)
· в ведущей ветви
;
· в ведомой ветви (минимальные напряжения)
;
· максимальные напряжения на дуге покоя ведущего шкива
.
Это выражение используют в расчетах на долговечность.
 |
характеризует степень нагруженности передачи.
Относительное скольжение
,
где υ1 и υ2 – окружные скорости на ведущем и ведомом шкивах.
Кривые скольжения получают экспериментально: при постоянном натяжении F 0 постепенно повышают полезную нагрузку F t и измеряют x. До некоторого определенного критического значения коэффициента тяги 
, скольжение вызывается упругими деформациями ремня, которые пропорциональны коэффициенту тяги, т.е. нагрузке и кривая скольжения имеет прямолинейный характер. При дальнейшем росте нагрузки возникает дополнительное проскальзывание, кривая скольжения резко поднимается вверх и при некотором предельном значении коэффициента тяги 
наступает полное буксование.
К.п.д. передачи вначале растет с ростом нагрузки, достигает максимума в зоне критического значения коэффициента тяги, а затем начинает падать в связи с потерями на буксование. Кривые скольжения и к.п.д. показывают, что оптимальная нагрузка лежит в зоне критических значений коэффициента тяги.
Расчеты передач на тяговую способность выполняют по напряжению 
или по удельной нагрузке 
, которые устанавливаются по кривым скольжения.
Удельная допускаемая нагрузка 
.
Значения допускаемой удельной нагрузки (или допускаемого напряжения 
) приводятся в таблицах.
Влияние основных параметров передачи и условий ее работы учитывают коэффициентами, с помощью которых находят расчетное допускаемое напряжение 
и допускаемую удельную нагрузку 
в реальных условиях работы:
и 
,
где 
.
– коэффициент, учитывающий условия натяжения ремня и расположение передачи;
– коэффициент режима работы;
– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;
– скоростной коэффициент.
Окончательно силы Ft, которые могут передаваться ремнями рассчитывают по допускаемому напряжению или по допускаемой нагрузке по формулам
и 
,
или при проектировании передач по требуемой окружной силе Ft определяется потребная площадь ремня А или его ширина b.
Комплексный расчет ременных передач. Максимальное напряжение ремня 
.
Заменим 
на предельное напряжение по выносливости на основе уравнения кривой усталости Велера 
или 
, где N – общее эквивалентное число циклов изменения напряжений из расчета по два цикла за один пробег ремня.
Напряжение 
выражаем через напряжение 
от передаваемой нагрузки из уравнения Эйлера
.
Используя выражения для 
и 
, запишем уравнение для расчетного напряжения 
.
Общее эквивалентное число циклов нагружений 
, где 
– частота пробегов ремня 
, LP – длина ремня, Lh – расчетный ресурс ремня.
Эквивалентный диаметр шкива de = d 1 Kи,где Kи – коэффициент, предназначенный по ISO (Междунарожная Организация по Стандартизации) для учета разных напряжений изгиба на шкивах передачи.
Расчет клиноременных передач регламентирован ISO, в нем принято m= 5, Lh = 24000 ч и соответственно 
.
Соответственно расчетное напряжение
,
где bp – основной параметр сечения клинового ремня (дается в таблицах).
Допускаемое напряжение для ремней в реальных условиях эксплуатации
.
Число ремней
,
где 
, KF – коэффициент режима работы, Cz – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями.
Контрольные вопросы
1. Где применяют ременные передачи? Каковы их достоинства и недостатки?
2. Из чего состоит ременная передача? Какие существуют способы натяжения ремня?
3. Что такое упругое скольжения ремня?
4. Какие силы и напряжения действуют в ремне?
Дата добавления: 2015-08-18; просмотров: 167 | Нарушение авторских прав
| <== предыдущая страница | | | следующая страница ==> |
| Зубчатые редукторы | | | Зубчатые передачи |