59.Детали ременных передач. Основные геометрические и кинематические соотношения в ременной передаче.

Детали ременных передач:

Приводные ремни. Любой при­водной ремень служит тяговым органом.

Механические соединители применяют для всех ремней, кроме быстро­ходных. Они позволяют осуществить быстрое соединение, но увеличивают его массу

Шкивы. Для плоских ремней наиболее приемлемой формой поверх­ности шкива является гладкая цилиндрическая поверхность

Сшивку применяют для ремней всех типов. Она производится посредством жиль­ных струн или ушивальниками-ремешками из сыромятной кож

60.Силы и силовые зависимости в ременной передаче.

Появление достаточных сил трения между ремнем и шкивами, обеспечивающих передачу требуемого момента достигается путем предварительного натяжения ремня, при этом в ремнях не работающего ремня возникает сила .

=1,5Мпа

; V-скорость ремня; Z-число ремней

При холостом ходе

Из условия равновесия моментов внешних сил относительно оси вращения:

; ; ;

; ; ; ; .

Эти уравнения устанавливают изменения натяжения ведущей и ведомой ветвей.

61. Напряжения в ремне

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (рис. 17.6). Различают следующие виды напряжения в ремне:

1. Предварительное напряжение σο. В состоянии покоя или при холостом ходе каждая ветвь ремня натянута с силой Fo, следовательно,

где А — площадь поперечного сечения ремня.

2. Удельная окружная сила (полезное напряжение) kn. Отношение окружной силы в передаче (полезной нагрузки) Ft к площади поперечного сечения А называют удельной окружной силой kn или полезным напряжением:

Удельная окружная сила kn является разностью напряжений в ведущей σι и ведомой σ2 ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (без учета влияния центробежных сил), т. е.

Значением kn оценивается тяговая способность ременной передачи.

3. Напряжение изгиба аи. Возникает в ремне при огибании шкивов. По закону Гука σΗ = ε£, где г=утак/г — относительное удлинение волокон на выпуклой стороне ремня при изгибе. Согласно рис. 17.7 утак = 0,56 и г = 0,5 (d + δ), следовательно,

Таким образом, натя- ж е н и е в ведущей и ведомой ветвях ремня при работе будет Fx+FVt F2 + Fv и для холостого хода F0 + Fv.

Направление силы Fn принимают по линии центров передачи. Обычно Fn в 2...3 раза больше окружной силы Ft, что является крупным недостатком ременных передач

62. Расчет ременной передачи по тяговой способности, кпд передачи

Тяговая способность повышается с увеличением угла охвата a1, коэффициента трения f ремня на шкиве, силы начального натяжения F0 и уменьшается с ростом скорости ремня vl из-за действия центробежных сил, отрывающих ремень от шкива. Однако с ростом силы F0 нагрузка на валы возрастает, а долговечность ремня уменьшается. Это ограничивает предельное значение силы F0

Расчет на тяговую способность основан на использовании кривых скольжения (рис. 14.8), которые строят в координатах коэффициент тяги — относительное скольжение. Коэффициент тяги

Он характеризует уровень нагруженности передачи вращающим моментом и не зависит от ее размеров. Отсюда можно определить напряжения в ремне от окружной силы

Рис. 14.8. Кривые скольжения и КПД

Относительное скольжение находят из формулы (14.9):

Кривые скольжения получают экспериментально: при постоянных F0 и V1 постепенно повышают полезную нагрузку — окружную силу на шкивах Ft и измеряют относительное скольжение. Испытания ременных передач проводят при типовых условиях: V1 = 10 м/с, a1 = 180°. До некоторого критического значения коэффициента тяги кривая скольжения имеет прямолинейный характер, так как скольжение вызывается упругими деформациями ремня, которые пропорциональны коэффициенту тяги.

При дальнейшем росте нагрузки кроме упругого скольжения возникает дополнительное проскальзывание и суммарное скольжение возрастает быстрее, чем нагрузка. Затем кривая скольжения резко поднимается вверх, и при предельном значении коэффициента тяги наступает полное буксование, т. е. шкив вращается при неподвижном ремне. При этом величина угла достигает значения угла охвата a1

При работе передачи возникают потери: на упругий гистерезис; на скольжение ремня по шкивам в окружном направлении; на преодоление аэродинамических сопротивлений; на трение в подшипниках. В клиноременной передаче из-за значительной высоты профиля добавляются потери на радиальное скольжение и на поперечное сжатие ремня в канавке. Наибольшая доля потерь приходится на гистерезис при изгибе, особенно для клино-ременных передач. Потери при изгибе и аэродинамические не зависят от нагрузки на передачу, поэтому КПД передачи при малых нагрузках низок. КПД достигает максимума при критическом коэффициенте тяги , (рис. 14.8), затем начинает уменьшаться в связи с потерями на буксование. Кривую изменения КПД получают экспериментально.

Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременной передачи лежит в зоне критического коэффициента тяги, где КПД наибольший. При меньших нагрузках возможности передачи используются не полностью. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня, потерями энергии в передаче и снижением скорости на ведомом шкиве. Средние значения , полученные из испытаний при типовых режимах, для клиновых ремней составляет примерно 0,7, для плоских синтетических — 0,5, для прорезиненных — 0,6. Оптимальные значения окружной силы и передаваемой мощности находят по формулам