 |
Это – передачи трением гибкой связью. Передача состоит из двух шкивов (на валу двигателя и редуктора или исполнительного механизма) и ремня. Мощность и движение между шкивами передаётся с помощью ремня. Параметры движения могут изменяться за счёт изменения отношения диаметров шкивов.
 |
1. По форме поперечного сечения ремня
|
1. Плоскоременная передача v =30 м/с
i = 1...3
Материалы ремней – кожа, прорезиненные хлопчатобумажные ткани, хлопчатобумажные ткани, шерстяные ремни с пропиткой суриком (более стойки к атмосферным и колебаниям других условий), плёночные ремни толщиной всего 0,4...1,2 мм (до 15 кВт) из полиамидных смол, армированных кордом из капрона или лавсана.
2. Круглоременная передача
Применяется при небольших нагрузках (обычно в
бытовых приборах).
3. Клиноременная передача
i = 4...7, но v £ 30 м/с.
Тяговое усилие клиноременных передач существенно выше и меньше габариты по сравнению с плоскоременными передачами при равных передаточных отношениях.
Материал ремней – слой шнурового или тканого корда в зоне нейтрального слоя, тканевая обертка и заполнитель – резина.
Из-за большей изгибной жёсткости выше изгибные напряжения и поэтому ниже долговечность по сравнению с плоскоременными.
4. Поликлиноременная передача
При использовании поликлиноременной передачи по сравнению с клиноременными передачами снижаются вибрации и повышается тяговое усилие.
2. По расположению шкивов
|
Ведомая ветвь
w
2
|
Ведущая ветвь
Перекрёстная передача с вращением валов в противоположных направлениях.
 | |
|
|
|
Полуперекрёстные передачи используют в случае валов с перекрещивающимися осями.
 |
 |
Угловые ременные передачи применяются для передачи движения между валами, оси которых пересекаются.
 |
 |
Передача мощности с ведущего вала на ведомый вал в ременных передачах возможна только в том случае, если натяжение ветвей ремня достаточно для создания соответствующей силы трения. Для установления соотношений между силой натяжения ремней и передаваемым моментом рассмотрим равновесие шкива при неподвижных валах, а затем равновесие шкива при передаче момента.
Обозначим Т - передаваемый момент, F0 – сила натяжения ветки ремня при w=0 и Т = 0; F1 – усилие в ведущей ветви, F2 – усилие в ведомой ветви при Т ¹ 0.
 |  |
Из условия равновесия моментов (рис.1,б) запишем
T = 0,5 d1 (F1- F2) и 2F0 = F1+ F2 . (1.1)
Обозначив тяговое усилие Ft = F1 - F2 = 2Т/d1 и решая совместно уравнения (1.1), получим
F1 = F0 + Ft / 2 и F2 =F0 - Ft / 2. (1.2)
В (1.2) известно значений Ft , но неизвестны значения предварительного натяжения F0 и зависимость его от тягового усилия Ft.
 |
В пределах зоны контакта со шкивом ремень удерживается от смешения по шкиву силами трения. Рассмотрим условия равновесия элементарного участка ремня на поверхности шкива (рис.1.2,а).
dj
|
1. Из условия равновесия сумма проекций сил SFy =0 получим
dN =(F+ dF) dj/2 + F dj/2.
Следовательно, dN = F dj
2. Из условия равновесия моментов сил относительно оси вращения SМ = 0 получим
(F+ dF) d1/2 – F d1/2 - dFTp d1/2 = 0, dF = dFTp = f dN,
где f - коэффициент трения скольжения ремня по шкиву.
Таким образом, dF = f F dj и, следовательно, dF/F = f dj.
Интегрируя полученную зависимость в пределах по F от F2 до F1 , а по j от 0 до a, получим уравнение Эйлера
lnF1 /F2 = f a, F1 /F2 = e f a . (1.3)
Задача 1
Определить, какой груз Q может удержать навесу человек, вес которого равен Р = 100 кг. Груз подвешен на тросе, который n раз обёрнут вокруг горизонтально расположенного цилиндра. Коэффициент трения f = 0,1; 0,2; 0,4.
Ответ. Q = Р e 2p nf.
f× n | 0,1× 2 | 0,1× 4 | 0,1× 6 | 0,1× 8 | 0,2× 2 | 0,2× 4 | 0,4× 2 |
Q | 470 | 1230 | 4200 | 15000 | 1230 | 15000 | 15000 |
3. Значение максимального тягового усилия Ft max (при отсутствии буксования) от усилия предварительного натяжения ремня F0 получим как решение системы уравнений
F1 - F2 = Ft max ;
F1 +F2 = 2F0 ;
|
|
Ft max = 2 F0 . (1.4)
|
|
Выводы
1. Для увеличения предаваемого момента Т необходимо увеличить усилие предварительного натяжения F0 и (или) значение произведения f a.
2. Применение клиноременной передачи при прочих равных условиях обеспечивает повышение предельного тягового усилия.
Из условия равновесия сил, действующих
2F0 на клиновой ремень (рис.1.3), запишем
2N sin (g/2) = 2F0 .
Тогда сила трения клиноременной передачи
N N F тр. кл = 2 f ×N = 2 f ×F0 / sin (g/2),
|
|
силу трения в плоскоременной передачи при
одинаковом натяжении ремня F0.
Следовательно, при одинаковом передаваемом моменте использование клиноременной передачи вместо плоскоременной позволяет существенно снизить усилие предварительного натяжения ремня F0 и, соответственно, уменьшить нагрузки на валы и опоры валов передачи.
3. При равных усилиях F0, Ft и коэффициентах трения f условие буксования (1.4) для клиноременной передачи выполняется при меньших значениях угла обхвата ремнём малого шкива a (от 1500 плоскоременной до 500 клиноременной передачи). Уменьшение угла a означает возможность увеличения предельного значения передаточного отношения клиноременной передачи (рис.1.2,б) по сравнению с плоскоременной (рис.1.2,в), а также передачи движения нескольким ведомым шкивам.
В процессе эксплуатации из-за износа и деформации ремней усилие предварительного натяжения снижается. Требуемое значение усилия предварительного натяжение поддерживают:
- периодическим подтягиванием ремней по мере их вытяжки с помощью устройства натяжения ремней, например, перемещением двигателя на салазках;
- автоматически с помощью натяжных роликов, усилие на которых создаётся за счёт неуравновешенной массы двигателя на качающейся плите;
- автоматически с помощью специальных устройств, обеспечивающих натяжение, пропорциональное тяговому усилию; это увеличивает КПД передачи и долго
вечность ремней.
Задача 2
Вес противовеса Qп лифтового подъёмника и вес лифтовой кабины Qк выбираются в зависимости от веса поднимаемого груза Q. Угол обхвата канатом барабана лифтового механизма a= p, коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,1.
Определить отношение веса противовес и кабины к весу поднимаемого груза.
|
 |  |
 |
В отличие от передач зацеплением (зубчатых, цепных и т. п.) передаточное число ременных передач не постоянно и зависит от передаваемого момента. Непостоянство передаточного отношения ременной передачи объясняется следующим.
Упругое скольжение
 | |
| |
|
|
Усилие F1 > F2, поэтому деформация ведущей ветви 
|
больше деформации ведомой ветви. Трение между рем -
|
|
нём и шкивом препятствует сокращению ремня на
СК. участке СВ. Однако, на участке ВА силы трения не
достаточны, чтобы препятствовать этому сокращению.
|
Скольжение ремня относительно шкива на участке ВА называют упругим скольжением. На дуге ВА ведущего шкива ремень отстаёт от него, а при сходе с ведомого шкива ремень обгоняет этого шкив. В результате передаточное отношение ременной передачи не равно отношению d2/ d1 при любом передаваемом моменте.
Обозначим l длину каждой ветви ремня. В рабочем состоянии относительная деформация ведущей ветви ремня D1 = F1/ ЕА0, а ведомой ветви - D 2 = F2/ ЕА0. Время прохода ведущей ветви длиной l + D l1 должно быть равным времени прохода ведомой ветви длиной l2 + D l2. Следовательно,
|
|
v1 v2
где v1 и v2 - соответственно, скорость ведущей и ведомой ветвей ремня,
v1= ½ w1 d1 и v2 = ½ w2 d2.
Тогда i = w1 /w2 = d2/ [d1(1 - e)],
где e - коэффициент упругого скольжения равный e = (D 1- D 2)/ (1+D 1).
Так как разность D 1- D 2 тем больше, чем больше передаваемый момент, коэффициент упругого скольжения зависит от нагрузки, а также от усилия предварительного натяжения ремней.
Экспериментально коэффициент упругого скольжения определяют, учитывая равенство e = 1 - w2d2/ (w1d1). Заметим, что за счёт упругого скольжения передаточное отношение i = d2/d1(1 - e) несколько возрастает. При одном и том же предаваемом моменте, но меньшей скорости ведомого вала мощность на этом валу меньше. Поэтому КПД ременной передачи меньше, чем зубчатых передач, и составляет 0,97- 0,98 для плоскоременных и 0,92- 0,97 для клиноременных передач.
Буксование
С увеличением передаваемого момента возрастает тяговое усилие Ft.
Следовательно, натяжение ведущей ветви ремня F1 =F0 + Ft / 2 повышается, а ведомой ветви F2 =F0 - Ft / 2 снижается. В результате разность F1 -F2 = Ft возрастает. Угол b, соответствующей участку упругого скольжения, может достичь значения угла обхвата ремнём малого шкива a. В этом случае происходит скольжение ремня при полной остановке ведомого шкива. Это явление названо буксованием.
Заметим, что равенство F1= F0 + Ft/2 можно представить в виде
F1 /F0 = 1 + Ft /(2F0) = 1+ j,
где j = Ft /(2F0) - коэффициент тяги.
Зависимость e и h от коэффициента тяги j определяют экспериментально, варьируя значения F0 и Ft (рис.1.5).
| |
| |
| |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
 |
Ремень ведущей ветви ременной передачи находится под действием растяжения усилием F1 = F0 + Ft / 2 и центробежных сил, а также подвергается изгибу при набегании на ведущий шкив.
Максимальное напряжение в ведущей ветви в момент набегания ремня на малый шкив можно оценивают как сумму
smax = s0 + 0,5st + sv + sи ,
где s0 + 0,5st = (F0 + 0,5Ft) /А, А- площадь поперечного сечения ремня;
sv – напряжение от действия центробежных сил,
sи – напряжение от изгиба ремня, оценивается по известной из курса сопротивления материалов формуле sи= E d/ d1, где E – модуль нормальной упругости материала ремня. Значение Е » 200 МПа, d - толщина ремня.
Напряжение sv от действия центробежных сил можно определить, полагая, что на ремень в пределах дуги его контакта со шкивом действует распределённая нагрузка q, равная mv2 /(0,5 d1). По аналогии с решением задачи определения напряжения в тонкостенной оболочке, находящейся под давлением, получим полное усилие натяжения от действия центробежных сил
Fv = q × d1 = [mv2 /(0,5 d1)] d1 и sv = Fv /2А = rv2,
где r - плотность материала ремня, находится в пределах от 1250 кг/м3 прорезиненных до 1000 кг/м3 остальных ремней.
С целью снижения влияния изгибных напряжений на долговечность ремня введено ограничение d /d ³25 для кожаных ремней и d /d³30 для прорезиненных.
Учитывая влияние множества факторов на работоспособность ременной передачи, на напряжённое состояние материала ремня и его долговечность допускаемое напряжение для ремня определяют следующим образом.
1. Полезное допускаемое напряжение [st ]0 по условию отсутствия буксования определяют по результатам испытания базовой передачи.
Базовая передача имеет скорость ремня 10 м/с и угол обхвата 1800. Нагрузка при испытании равномерная, передача горизонтальная, напряжение предварительного натяжения s0= 1,8 МПа.
Отношение j= Ft /(2F0) представим в виде Ft = 2jF0; соответственно, в напряжениях запишем st = 2 js0 , где st соответствует тяговому усилию.
Допускаемое напряжение по условию отсутствия буксования определяют как отношение напряжения от действия тягового усилия при j = j0:
[st ]0 = 2 j0s0/ s,
где s – запас тяговой способности по буксованию, равный 1,2 ... 1,4.
Задача 3
Определить суммарное усилие натяжения ремней 2F0 ременной передачи при следующих условиях: предаваемая мощность Р=10 квт, частота вращения ведущего шкива n = = 2900 об/мин; диаметр ведущего шкива d=150 мм, коэффициент тяги j = 0,3.
Решение.
Из соотношения Ft = 2jF0 получим 2F0= Ft /j. Тяговое усилие Ft= 2Т/ d, а Т = Р/w = Р/ (pn/30) = 10000/ (2900p/30)= 32,9 нм.
Ft= 2Т/ d= 439 н, 2F0= Ft /j = 1462 н.
Влияние различных факторов при проектировании ременной передачи учитывается рядом коэффициентов на полезное допускаемое напряжение:
[st ] = [st ]0 Ca Cv CP C0,
где Ca - коэффициент угла охвата,
Cv - скоростной коэффициент,
CP - коэффициент режима нагрузки,
C0- коэффициент способа натяжения ремня и наклона линии центров передачи.
Долговечность ремня зависит не только от напряжения, но и от характера и частоты изменения этих напряжений. Поэтому ограничивают число пробегов ремня в секунду: £ 3 ... 5 для плоских и £для клиновых ремней. В результате это ограничивает минимальную длину ремня.
 |
1.Выбор сечения ремня по графической схеме «частота вращения малого шкива – передаваемая мощность». По ГОСТ 1284.1 – 89 изготовляют семь типов клиновых ремней по размеру сечения: минимальный размер 0, далее А, Б, В, Г, Д, Е. Предельная мощность ременной передачи 400 кВт.
2.Определение значения номинальной мощности Р0, передаваемой одним ремнём в условиях типовой передачи, производится по схемам «мощность – число оборотов и диаметр малого шкива» для каждого сечения ремня и его базовой длины.
3.Определение мощности РР, передаваемой одним ремнём в условиях эксплуатации передачи выполняется с учётом влияния ряда факторов:
РР = Р0 Ca Cl Ci / CP,
где Ca- коэффициент угла обхвата, от 0,56 при a=70° до 1 при a = 180°.
Cl - коэффициент длины ремня (учитывает число пробегов U = v/l), принимается 0,8 для коротких до 1,3 длинных ремней в зависимости от сечения;
Ci - коэффициент передаточного отношения, принимается от 1 до 1,14;
CP - коэффициент режима нагрузки от 1 для спокойной до 1,7 для ударной.
4. При определении числа ремней z = P/ (РР CZ) учитывается неравномерность тяговых усилий отдельных ремней, CZ – коэффициент числа ремней, принимает значения от 1 при z = 1 до 0,85 при z > 6 (но z не более 8).
5.Определение усилия предварительного натяжения F0 одного ремня.
Из соотношения для коэффициента тяги j= Ft /(2F0) и Ft = Р/(zv) получим
F0 = Р/(2j z v).
При j= 0,6 получим F0 = 0,85 Р CP Cl / (z v Ca Ci ) + Fv .
Значение Fv принимают равным нулю при автоматическом натяжении, а при периодическом подтягивании рассчитывают по формуле Fv =rАv2, где А – площадь поперечного сечения ремня.
6.Определение силы Fr, действующей на вал. Её определяют как геометрическую сумму сил F1 и F2 :
Fr »2 F0 cos (b/2),
где b - угол между направлениями сил F1 и F2 .
Обычно Fr в 2 ...3 раза больше окружной силы в зубчатой передаче при равной передаваемой мощности.
7. Оценка ресурса наработки Lh = Lh ср К1 К2,
где Lh ср = 2000 часов при среднем режиме нагрузки,
К1- коэффициент нагрузки,
К2 - коэффициент климатических условий, для зоны с холодным климатом К2= 0,75.
При уменьшении s0 от 1,8 МПа до 1 МПа долговечность ремней возрастает в 20 раз..
Достоинства ременных передач
- возможность передачи движения и момента на расстояние до 15 м и одновременно нескольким ведомым шкивам;
- плавность, бесшумность; из-за этого обычно устанавливаются между ЭД и редуктором или коробкой передач;
- предохранение механизмов от перегрузок;
- простота конструкции и эксплуатации.
Недостатки ременных передач по сравнению с зубчатыми передачами
- в 5-7 раз большие габариты при равной мощности;
- значительные нагрузки на валы и опоры из-за предварительного натяга;
- непостоянство передаточного числа из-за упругого скольжения;
- малая долговечность ремня; поэтому мощности обычно до 50 кВт.
- требуется устройство дополнительного натяжения ремня.
