На головну

Загальні відомості

  1. HTML: Загальні відомості.
  2. I. Загальні положення
  3. I. Загальні положення
  4. I. Загальні положення
  5. I. Загальні положення
  6. I. Загальні положення
  7. I. Загальні положення

Ремінною передачею називається механізм, службовець для перетворення обертального руху за допомогою шківів, закріплених на валах, і нескінченної гнучкого зв'язку - приводного ременя, що охоплює шківи (рис. 6.1, а).

Ремінні передачі застосовуються майже у всіх галузях машинобудування і є одним з найстаріших видів механічних передач. У більшості випадків ремінні передачі виконують як понижуючі.

Переваги ремінних передач: простота конструкції і експлуатації; плавність і безшумність роботи, обумовлені значною піддатливістю приводного ременя; можливість передачі обертання валів, віддаленим на великі відстані (до 15 м і більше); невисока вартість. Недоліки: мала довговічність приводних ременів; порівняно великі габарити; високі навантаження на вали і їх опори; мінливість передавального числа більшості ремінних передач.

Вищевказані переваги та недоліки роблять доцільним застосування пасової передачі на швидкохідних щаблях складних передач; найбільш характерною є установка ведучого шківа на валу електродвигуна, Потужність сучасних ремінних передач рідко перевищує 50 кВт> так як при великих потужностях вони виходять занадто громіздкими.

Залежно від профілю перетину ременя передачі можна класифікувати наступним чином (рис, 6.1): б - плоскопасової; в - Кліноременная; г - полікліноременная; д кругло-ремінна; е - зубчатопеременная; перші чотири є передання тертям, остання - передача зачепленням.

У сучасному машинобудуванні найбільше застосування мають кліноременниє передачі; збільшується застосування поліклинових і зубчастих ременів, а також плоских ременів з синтетичних матеріалів, що володіють високою статичною міцністю і довговічністю. Круглоременние передачі застосовують при невеликих потужностях, наприклад, в приладах, настільних верстатах, машинах домашнього вжитку і т. П.

Малюнок 6.1 - Ремінні передачі: (а) схема пасової передачі, (б) плоскопасової; (В) Кліноременная; (Г) полікліноременная; (Д) кругло-ремінна; (Е) зубчатопеременная передача

Кінематика ремінних передач. Передавальне відношення і всіх передач, в тому числі і ремінних, визначається за формулою

u = ?1/ ?2 = n1/ n2

де ?1, n1 і ?2, n2 - Кутова швидкість і частота обертання відповідно ведучого і веденого шківів.

Гілка ременя, що набігає на ведучий шків, називається провідною, а збігає -відомості (рис. 6.1, а).

Окружні швидкості ведучого і веденого шківів визначають за формулами:

?1= ?1Dl/ 2 = ?Dlnl/ 60;

?2= ?2D2/ 2 = ?D2n2/ 60;

Dl, D2 - Діаметри цих шківів.

Дуга обода шківа, на якій він стикається з ременем, називається, дугою обхвату, а відповідний їй центральний кут називається кутом обхвату і позначається а (рис. 6.2).

Очевидно, що при передачі потужності за допомогою пасової передачі провідна галузь ременя має більшу натяг. При переміщенні ременя разом з ободом ведучого шківа на дузі обхвату кожен елемент ременя перейде із зони більшого в зону меншого натягу, в результаті чого елементи ременя коротшають і він дещо відстає від шківа. На відомому шківі, навпаки, ремінь трохи випереджає шків. В результаті швидкість ?1 ведучої гілки ременя і окружна ведучого шківа виявляється більше швидкості ?2 веденої гілки ременя і окружної швидкості веденого шківа, тобто ?1 > ?2.

Малюнок 6.2 - Відкрита ремінна передача

Явище втрати швидкості ременя при обгинанні ведучого шківа є результатом пружного ковзання, неминучого при роботі передач тертям. З пружним ковзанням ми вже стикалися при вивченні фрикційних передач.

Як показали експериментальні дослідження, пружне ковзання відбувається не на всій дузі обхвату, тому кут обхвату ? = ?n + ?c,

де ?n - Кут, відповідний дузі відносного спокою, а ?c - Кут, відповідний дузі пружного ковзання (рис. 6.2). З ростом переданої навантаження величина дуги спокою зменшується.

Пружне ковзання не слід змішувати з буксуванням передачі, коли відбувається ковзання по всій дузі обхвату і передача потужності припиняється.

Пружне ковзання ременя і відносна втрата швидкості характеризуються коефіцієнтом ковзання

? = (?1 - ?2) / ?1 = 0,01 ... 0,02,

звідки

?2 = ?1 (1 ?).

Зауважимо, що коефіцієнт ковзання може бути числом абстрактним або виражатися у відсотках.

Таким чином, передавальне відношення пасової передачі тертям одно

Коефіцієнт ковзання залежить від переданої навантаження, отже, передавальне відношення пасової передачі тертям не є строго постійною величиною. Наближено можна приймати

u ? D2/ D1

Зважаючи на відсутність пружного ковзання зубчато-ремінні передачі забезпечують сталість передавального відносини, що обчислюється за формулою

u = ?1/ ?2 = n1/ n2 = z1/ z2,

де z1, z2 - Числа зубів ведучого і веденого шківів.

Геометрія ремінних передач. Основними геометричними параметрами схематично зображеної на рас. 6.2 відкритою пасової передачі є: діаметри D1 і D2, Міжосьова відстань а, розрахункова довжина ременя Lр, Кут обхвату ? на малому шківі (для шківів кліноременних і зубчато-ремінних передач основним діаметральним розміром є розрахунковий діаметр, що позначається dр). Діаметри шківів визначаються в залежності від типу передачі, переданої потужності і передавального відношення. Діаметри шківів плоскопасової і кліноременних передач стандартизовані.

міжосьова відстань а визначається в основному конструкцією приводу; мінімальні значення а залежать від типу передачі і діаметрів шківів (розрахункові формули і рекомендації для визначення діаметра меншого шківа і міжосьової відстані різних типів передач наводяться в наступних параграфах).

Розрахункова довжина ременя Lp всіх типів відкритих передач (див. рис. 6.2) дорівнює сумі довжин прямолінійних ділянок і дуг обхвату ведучого і веденого шківів. З трикутника Про12 довжина прямолінійних ділянок дорівнює 2аcos?, довжина дуги обхвату ведучого шківа дорівнює ?D1/ 2-?D1, Довжина дуги обхвату веденого шківа дорівнює ?D2/ 2 + ?D2 (Кут у-у радіанах; враховуючи, що кут у невеликий, вважаємо tg ?? sin? = (D2 - D1) / (2a) ? ? радий). Провівши деякі математичні перетворення (в тому числі розкладання cos ? в ряд), отримаємо формулу для обчислення розрахункової довжини ременя відкритої передачі:

Lр = 2a + ? (D1+ D2) / 2 + (D2- D1)2/ (4a).

Обчислену розрахункову довжину нескінченних ременів (клинових, поліклинових, швидкохідних плоских, зубчастих) округлюють до найближчого стандартного або нормалізованого значення, після чого визначають остаточне міжосьова відстань за формулою

де

w = ? (D1 + D2) / 2; у = (D2- D1)2/ 4 |

Довжину ременів, кінці яких зшивають, збільшують на необхідну для зшивання величину. За розрахункову довжину Lp клинових ременів приймають довжину на рівні нейтральної лінії, що проходить через центр ваги перерізу ременя.

Кут обхвату а на малому шківі для відкритих передач дорівнює

Кут між гілками ременя

2 ? = 180 ° - ?.

При конструюванні відкритих ремінних передач слід враховувати, що кут обхвату на малому шківі зменшується зі збільшенням передавального числа і зменшенням міжосьової відстані, тому в практиці розрахунків вводять обмеження для значення ?, а, и. Для плоскопасової передач:

[?] ? 150 °, а ? 2 (D1 + D2), и ? 5;

для кліноременних передач:

[?] ? 90°, а ? 0,55 (d1 + d2) + H

(H - висота перерізу ременя; за діючими стандартами діаметри шківів плоскопасової передач позначаються D, а інших ремінних передач - d), и ? 10.

Крім того, необхідно враховувати, що у горизонтальних і похилих відкритих передач на величину кута обхвату впливає провисання ременя. Тому слід провідну гілку розташовувати вище провідною, так як перша внаслідок меншого натягу провисає більше і кут обхвату на шківах збільшується, що сприятливо позначається на роботі передачі.

Сили і напруги в ременях. Для передачі окружний сили Ft = 2T / D між ременем і шківом за рахунок попереднього натягу F0 ременів створюється сила тертя Fтр (Рис. 6.3). З умови рівноваги ременя при передачі крутного моменту Т можна записати рівність

Ft= Fтр= F1 - F2 (6.1)

де F1 F2 - Натягу ведучої і веденої гілок.

Співвідношення натяжений провідною і відомою гілок при роботі передачі на кордоні буксування визначають за рівнянням Л. Ейлера, виведеному для нерастяжимой нитки, перекинутої через циліндри (без урахування відцентрових сил):

F1 = F2e fa

де е - основа натурального логарифма; f- коефіцієнт тертя; а - кут обхвату.

З цієї формули видно, що здатність навантаження пасової передачі зростає зі збільшенням / і а.

Так як геометрична довжина ременя від навантаження не залежить, то можна записати рівність сумарних натяжений гілок в навантаженої і не навантаженої передачі:

F1+ F2= 2F0 (6.2)

З рівності (6.1) і (6.2) випливає:

F1 = F0 + Ft/ 2; F2= F0-Ft/ 2.

Здатність навантаження ременів передачі знижується в результаті дії відцентрових сил, які зменшують сили нормального тиску ременя на шків і, отже, знижують максимальну силу тертя, одночасно збільшуючи натяг гілок.

Попереднє напруження ?0 в ремені від попереднього натягу F0 одно

?0 = F0/ A

де А - площа поперечного перерізу ременя.

Ставлення окружний сили Ft до площі поперечного перерізу ременя називається корисним напругою, що позначається до:

k = Ft/ A.

напруги ?1 і ?2 в гілках ременя від робочого навантаження рівні

?1= ?0 + К / 2; ?2 = ?0 - К / 2.

напруга ?? в ремені від дії відцентрових сил визначається за відомою з опору матеріалів формулою для напружень в тонкому обертовому кільці, а саме:

?? = ? ?2

де р - щільність матеріалу ременя; ?- окружна швидкість шківа.

Вплив відцентрових сил на працездатність передачі істотно позначається при великих швидкостях (?> 25 м / с).

Крім вищевказаних напруг в ремені при обгинанні шківів виникають напруги вигину а "(рис. 6.3). Вважаючи, що для матеріалу ременя справедливий закон Гука, можемо записати відому з ? опору матеріалів закономірність:

Так як товщина ременя ? мала в порівнянні з діаметром шківа D то в знаменнику величиною ? / 2 нехтуємо.

Малюнок 6.3 - Напруження згину в ремені при обгинанні шківів

Тут Е - модуль пружності матеріалу ременя; ? - відносне подовження ременя; р - радіус кривизни нейтрального шару ременя, уmax - Відстань від нейтральної осі до найбільш віддаленого волокна. Епюра напружень вигину показана на рис. 6.4.

Як видно з останньої формули  основним фактором, що визначає значення напруг вигину, є відношення товщини ременя до діаметру шківа- Напруження згину обернено пропорційні діаметру шківа, тому вони будуть мати більше значення при обгинанні ременем малого шківа. Максимальні напруги в ремені рівні

?max = ?1 + ?? + ?1 та

вони виникають в місці набігання ременя на провідний шків (див. точку А на рис. 6,4, де показана епюра напружень в ремені при роботі передачі).

Малюнок 6.4 - Епюра напружень в ремені при роботі передачі

У ремінних передачах втрати енергії відбуваються через пружного ковзання ременя по шківах, внутрішнього тертя в ремені при його вигині, опору повітря і тертя в опорах валів. Орієнтовні значення ККД ремінних передач ? - 0,87.-0,98, причому ККД кліноременних передач менше, ніж плоскопасової.

Критерії працездатності ремінних передач. Основи критеріями працездатності передач тертям є тягова здатність передачі і довговічність ременя. Критеріями працездатності зубчато-пасової передачі є міцність ременя і його довговічність.

Тягової здатністю пасової передачі називається її здатність передавати задану навантаження без часткового або повного буксування. Основним методом розрахунку ремінних передач тертям є не розрахунок ременів на міцність по максимальних напруг, а розрахунок передачі по тягової здатності і забезпечує високий ККД передачі при достатній довговічності ременів.

Тягова здатність пасової передачі характеризується експериментальними кривими відносного ковзання ? (%), суміщеними з кривими ККД ? (%), в залежності від ступеня завантаженості передачі (рис. 6.5).

Малюнок 6.5 - Експериментальні криві відносного ковзання ? (%), суміщені з кривими ККД ? (%), в залежності від ступеня завантаженості передачі

Остання характеризується коефіцієнтом тяги ?, відкладають по осі абсцис і рівним

звідки окружна сила Ft,

Ft = 2F0 ? (6.3)

З рис. 6.5 видно, що при збільшенні коефіцієнта тяги ? до деякого критичного значення ?0 спостерігається пружне ковзання ременя, пропорційне ?, а ККД передачі ? зростає до максимального значення. При збільшенні коефіцієнта тяги від ?0 до ?max робота передачі стає нестійкою, з'являється часткове буксування, а ККД передачі різко знижується. при ?0 = ?max настає повне буксування і передача потужності припиняється.

Таким чином, межа раціонального використання ременя характеризується значенням коефіцієнта тяги ?0. Зона часткового буксування характеризує здатність передачі переносити короткочасні перевантаження. Оптимальними вважаються значення коефіцієнта тяги: ?0 = 0,4 ... 0,6 для пекла передач (в залежності від матеріалу ременя) і ?0 = 0,6 ... 0,75 для кліноременних передач.

Розділивши обидві частини рівності (6.3) на площу поперечного перерізу ременя А, отримаємо при ? = ?0 наведене корисне напруга k0:

k0 = Ft/ A = 2?0F0/ A = 2 ?0 ?0.

де ?0 - Попереднє напруження.

Наведеним напруга називається тому, що воно відповідає певним умовам випробування ременя, а саме 1) кут обхвату на ведучому шківі ?1 = 180 °; 2) швидкість ременя ? = 10 м / с; 3) передача відкрита горизонтальна; 4) навантаження рівномірна, спокійна.

Наведене корисне напруга покладено в основу розрахунку ремінних передач тертям.

Довговічністю ременя називається його властивість зберігати працездатність до настання граничного стану. Кількісно довговічність ременів оцінюється технічним ресурсом, що вимірюється найчастіше в годиннику.

Довговічність ременя в умовах нормальної експлуатації в основному визначається його опором втоми, яке залежить від значення максимального змінної напруги і частоти циклів зміни напружень, інакше кажучи, від числа вигинів ременя в одиницю часу. Частоту циклів зміни напружень N зручно висловлювати через число пробігів ременя в секунду, яке позначимо:

П = ? / L,

де ? - швидкість ременя; L - довжина ременя. тоді

N = 3600ПzшLh,

де zш - Число шківів в передачі; Lh - ресурс ременя, ч (по ГОСТу «Ремені приводні клинові нормальних перетинів»; ресурс ременів позначається Т).

Слід зазначити, що значний вплив на довговічність ременя надає діаметр меншого шківа, тому встановлюються мінімально допустимі діаметри шківів. При зменшенні діаметра шківа збільшуються напруги вигину і різко зростає температура ременя через внутрішнього тертя.

Орієнтовно довговічність приводних ременів можна забезпечити, обмеживши число пробігів ременя в секунду за умовою:

П = ? / L ? [П],

де ? - швидкість ременя; L - довжина ременя; [П] - допустиме число пробігів ременя; для плоских ременів [П] ? 5 з-1, Для клинових [П] ? 15 з-1, Для поліклинових [П] ? 30 з-1, Для плоских синтетичних ременів [П] ? 50 з-1.

Навантаження на вали і опори. Сили натягу гілок ременя передачі (за винятком відцентрових сил) передаються на вали і опори (рис. 6.6).

Малюнок 6.6 - Навантаження на вали і опори

Рівнодіюча натяжений гілок R визначається з паралелограма сил (рис. 6.6) за допомогою теореми косинусів:

Наближено можна вважати

R ? 2F0sin (?1 / 2),

де F0 - Попереднє натяг галузі ременя, причому F1 + F2 = 2F0; ?1- Кут обхвату на малому шківі.

Вважаємо, що сила R спрямована по міжосьовий лініі.р У ремінних передач тертям сила R в два-три рази перевищує окружну силу Ft. У зубчато-ремінних передач потрібна незначна попереднє натяг ременя, тому навантаження на вали трохи більше окружний сили, що є істотною перевагою цих передач.



Попередня   14   15   16   17   18   19   20   21   22   23   24   25   26   27   28   29   Наступна

пресові з'єднання | Загальні відомості про різьбових з'єднаннях | Розрахунок кріпильних різьбових з'єднань | шпонкові з'єднання | шліцьові з'єднання | Клинові, штифтові та профільні з'єднання | ГЛАВА 4 Загальні відомості про Передачі механічні | Загальні відомості | Циліндрична фрикційна передача | Поняття про конічної фрикційної передачі |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати