3.5.2. Классификация

В зависимости от формы поперечного сечения различают плоскоременные (рис. 9,а), клиноременные (рис. 9,б) и круглоременные (рис. 9,в) передачи. В последние годы появился новый вид передачи — зубчатоременная (рис. 9,г).

Плоскоременная передача подразделяется на три основных типа: открытая (рис. 10,а), перекрестная (рис. 10,б) и полуперекрестная (рис. 10,в).

а)	б)	в)	г)
Рис. 9. Типы приводных ремней
а)
б)
в)
Рис. 10. Схемы плоскоременных передач

3.5.3. Плоскоременная передача

Передача работает с помощью гибкой ленты (ремня) (рис. 11), выполненной из различных материалов. Начальное натяжение S₀ одинаковое для обеих ветвей, создается при монтаже за счет упругих деформаций ремня. Во время работы ремень нагружается, вытягивается и ветви его оказываются натянутыми неодинаково S₁ и S₂.

Рис. 11.

3.5.3.1 Типы приводных ремней

Всякий приводной ремень должен обладать необходимой ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТЬЮ (передавать заданную нагрузку без буксования) и достаточной ДОЛГОВЕЧНОСТЬЮ. Тяговая способность ремня обеспечивается надежным сцеплением его со шкивами благодаря высокому коэффициенту трения между ними. Долговечность ремня зависит от величины возникающих в нем напряжений изгиба и от частоты циклов нагружения, зависящей от числа пробегов ремня в единицу времени.

Основные типы плоских ремней стандартизованы.

ПРОРЕЗИНЕННЫЕ РЕМНИ (ОСТ 38.05.98.76) являются самыми распространенными. Изготавливаются трех типов А, Б и В.

Нарезные ремни типа А состоят из нескольких слоев (прокладок) крупноплетенной хлопчатобумажной ткани (бельтинга), связанных вулканизированной резиной. Кромки защищены специальным водостойким составом (рис. 12,а).

В послойно завернутых типа Б прокладки из бельтинга располагаются, следующим образом: центральная прокладка охватывается отдельными кольцевыми. Эти ремни изготовляются как с резиновыми прокладками, так и без них (рис. 12,б).

Спирально завернутые ремни типа В изготавливаются, из одного куска бельтинговой ткани без прослоек между прокладками (рис. 12,в).

Прорезиненные ремни изготавливают шириной от 20 мм до 1200 мм с числом прокладок от 2 до 9; толщиной каждой от 1,25 мм до 2 мм. Ремни для машин массового производства и при работе на повышенных скоростях прорезиненные ремни выполняют бесконечными (в виде кольца). Ширина бесконечных ремней 30 мм, 40 мм, 50 мм, толщина 1,75 мм, 2,5 мм , 3,3 мм и длина от 500 до 2500 мм. Сращивание конечных ремней осуществляется склеиванием, сшивкой и при помощи металлических соединений.

Предел прочности прорезиненных ремней с одной прокладкой без прослоек σ_в=44 МПа.

КОЖАНЫЕ РЕМНИ (выпускались по ГОСТ 18697-73 в настоящее время они не выпускаются, т. к. продукция снята с производства в 1987 году) обладают хорошими эксплуатационными свойствами, высокой нагрузочной способностью и долговечностью и допускают работу с большими скоростями (40 - 45 м/с) хорошо работают при переменных и ударных нагрузках. Благодаря гибкости могут работать на шкивах малого диаметра. Ремни имеют износостойкие кромки и поэтому хорошо работают на шкивах с ребордами. Кожаные ремни прожириваются. Предназначены для передачи малых и средних мощностей и имеют ширину от 20 мм до 300 мм., σ_в=25 МПа.

а) нарезной ремень	б) послойно завернутый ремень
в) спирально завернутый ремень
Рис. 12. Типы плоских прорезиненных ремней
Рис. 13. Шкивы плоскоременной передачи

ХЛОПЧАТОБУМАЖНЫЕ ЦЕЛЬНОТКАНЫЕ РЕМНИ (ТУ РСФСР 1766-11415-87) изготавливают из хлопчатобумажной пряжи в несколько переплетающихся - слоев (4,6,8), шириной от 30 мм до 250 мм, толщиной от 4,5мм до 8,5 мм. Обычно их пропитывают составом из озокерита (горного воска) и битума, что повышает их прочность, долговечность, уменьшает усадку и предохраняет от атмосферных влияний. Эти ремни самые дешевые, но по нагрузочной способности и долговечности уступают двум первым типам. Рекомендуются для передачи малых мощностей и при V=25 м/с.

ШЕРСТЯНЫЕ РЕМНИ (ОСТ/НКТП 3157) изготавливают в несколько слоев из шерстяных и хлопчатобумажных нитей. Пропитываются составом из олифы, порошкового мела и железного сурика. Они менее чувствительны к повышенной температуре, влажности, парам кислот и щелочей, что и определяет их область применения. Изготавливаются конечной ширины от 50 мм до 500 мм, толщиной от 6 мм до 11 мм. Обладают упругостью, хорошо работают при неравномерной и ударной нагрузке. Максимально допустимая скорость V=30 м/с, предел прочности на разрыв, σ_в = 30 МПа.

РЕМНИ ИЗ СИНТЕТИЧЕСКИХ МАТЕРИАЛОВ в будущем заменят ремни из традиционных материалов благодаря большой прочности и долговечности. Например, полиамидные ремни изготавливают из традиционных материалов благодаря большой прочности и долговечности. Например, полиамидные ремни изготавливают из искусственных нитей, полученных путем холодной протяжки из полиамидной смолы или ленты. Ремни из этого материала пригодны для передач с малым межосевым расстоянием и для высокоскоростных передач (V=70 м/с). Нейлоновый плоский ремень, покрытый каучуковой смесью, показал хорошие результаты работы при (V=100 м/с). Полиамидные ремни бесшумны и имеют ничтожный износ. Двухслойные ремни из нейлона и хромовой кожи обладают очень большой прочностью и эластичностью. Хромовая: кожа при работе по металлу имеет высокий коэффициент трения. Такие ремни передают в три раза большую мощность на единицу ширины ремня, чем кожаные или хлопчатобумажные.

ШКИВЫ (ОСТ 2Д32-1-88) (рис. 13).

Шкив (рис. 14) состоит из обода 1, несущего ремень; ступицы 2 укрепляемой на валу и спицами диска 3, соединяющих обод со ступицей. Шкивы изготавливают:

а) чугунными литыми;

б) стальными сварными или сборными;

в) из легких сплавов литыми;

г) неметаллическими - из пластмасс.

Рис. 14. Шкив плоскоременной передачи

Шкивы больших размеров иногда выполняют разъемными. Диаметры шкивов определяются при расчете ременной передачи, причем они должны соответствовать ОСТ на основные размеры. Ширину шкива следует рассчитывать - по формуле: мм с последующим округлением. Здесь — ширина ремня. Рабочую поверхность шкивов для центрирования ремня делают выпуклой. Быстроходные шкивы подвергаются балансировке.

ЧУГУННЫЕ ШКИВЫ допускают V≤30 м/с. Шкивы диаметром до 350 мм выполняют с дисками, а свыше 350 мм - со спицами. При В ≤ 300 мм шкивы выполняются с одним рядом спиц, при В > 300 мм — с двумя рядами. При Д ≤ 500 мм принимается 4 спицы, при Д = 500 – 600 — 6 спиц. Конструктивно принимают , , где диаметр вала.

Стальные сварные и сборные шкивы применяются при окружной скорости V=60 м/с. Материал - ст.З. Сварные шкивы изготавливают дисковыми или со спицами.

Шкивы из легких сплавов, изготавливают из алюминиевого литья и по своей конструкции аналогичны чугунным. Перспективны для быстроходных, т.к. могут быть выполнены с меньшими стенками и с меньшим дисбалансом, чем чугунные. Могут изготавливаться методами точного литья.

ПЛАСТМАССОВЫЕ шкивы (для небольших диаметров) изготавливаются из пруткового текстолита или волокнита. Ступицы таких шкивов делают стальными. Вес шкивов меньше, коэффициент трения между шкивом и ремнем выше. Рекомендуются для быстроходных передач. Пластмассовые шкивы Д ≤ 250 мм нормализованы в станкостроении.

ДЕРЕВЯННЫЕ шкивы в настоящее время применяются редко.

3.5.3.2 Кинематические силовые зависимости

- относительное скольжение ремня.

Сила натяжение ведущей ветви ремня, сбегающей с ведомого шкива во время работы передачи, больше силы натяжения ведомой ветви, набегающей на ведомый шкив (рис. 15). Из эпюры напряжений (см. рис. 16), возникающих в поперечных сечениях ремня, следует, что на ведущем шкиве сила натяжения постепенно уменьшается, а на ведомом — увеличивается. Деформация приблизительно пропорциональна силе натяжения. Поэтому можно считать, что на ведущем шкиве ремень укорачивается и проскальзывает по шкиву (отстает от шкива), а на ведомом удлиняется, что также приводит к проскальзыванию (ремень опережает шкив). Таким образом, при работе ременной передачи происходит упругое скольжение ремня на шкивах. Теория упругого скольжения ремня на шкивах разработана проф. Н.П. Петровым и Н.Е. Жуковским. Впоследствии эксперименты показали, что упругое скольжение происходит не по всей длине дуги обхвата шкива ремнем. На каждом шкиве полная дуга обхвата разделяется на дугу скольжения и дугу покоя , на которой скольжение не наблюдается. На обоих шкивах дуга покоя находится со стороны набегающей ветви, а дуга скольжения — со стороны сбегающей. С увеличением нагрузки дуга скольжения увеличивается за счет дуги покоя. При перегрузке наступает ( ) буксование.

С учетом упругого скольжения окружные скорости ведущего и ведомого шкивов определяются соотношением:

где — коэффициент скольжения ремня.

;

— частота вращения на холостом ходу;

Рис. 15. Скольжение в ременной передаче

Рис. 16. Эпюры напряжений в ремне

— частота вращения под нагрузкой.

Для плоских ремней

На основании вышеизложенного можно записать:

;

откуда:

;

т. е.

Если пренебречь влиянием веса, то на ременную передачу в состоянии покоя действует сила предварительного напряжения . На обеих ветвях усилие одинаково.

Величина начального натяжения может быть определена по формуле:

;

где: — основание натурального логарифма;

f — коэффициент трения;

α — угол обхвата на малом шкиве.

Значения находятся из соответствующих таблиц. Кроме того, зная МПа, можно также определить .

При холостом ходе и малой скорости передачи усилия на обеих ветвях одинаковы и соответствуют предварительному натяжению:

Чтобы передать окружное усилие натяжение ветвей должно быть различно на величину :

.

(1)

Увеличение натяжения одной ветви приводит к соответствующему уменьшению натяжению другой, в то время как сумма натяжений сохраняется примерно постоянной:

;

(2)

т.е. сумма натяжений ветвей ремня при рабочем ходе ( ) равна сумме свободных натяжений ветвей при холостом ходе ( ) или состоянии покоя. Это соотношение не вполне подтверждается опытом:

;

и с увеличением окружной скорости ремня возрастает. Из совместного решения уравнений (1) и (2) найдем:

;

Усилие предварительного натяжения ( ) во время работы передачи рассматривается как среднее натяжение ветвей ремня, т.е.

.

Непосредственную связь между натяжением ветвей ремня можно также выразить аналитической зависимостью, установленной Л.Эйлером в 1775 г.

,

(3)

где — основание натурального логарифма,

= 2,7182818284

Формула Эйлера выведена для гибкой нерастяжимой и невесомой нити, скользящей по неподвижному цилиндру. Реальная ременная передача отличается от условий, принятых Эйлером. Поэтому формула 3 дает лишь приближенную зависимость и степень приближения зависит от достоверности значений коэффициента трения , под которым понимается приведенный коэффициент трения по всей дуге обхвата (средние значения находят из таблиц).

Для определения полных усилий и надо учесть центробежное воздействие , вызывающее в ветвях ремня дополнительно растягивающую силу.

,

(4)

где – плотность материала ремня;

– скорость ремня, м/с;

– площадь поперечного сечения ремня.

Таким образом, натяжение в ветвях при работе передачи будет равно: ; и при холостом ходе .

Из формулы (4) ясно, что натяжение ,возникающее от действия центробежных сил, не зависит от радиуса кривизны элемента ремня и для всех его частей одинаково. Центробежные силы инерции вызывают в ремне растягивающие напряжения.

• напряжения в ремне

В различных по длине частях ремня возникают различные напряжения. Для плоского ремня поперечного сечения:

,

где b – ширина;

h – толщина ремня,

можно определить напряжение от начального натяжения:

.

Напряжение от передаваемого ремнём окружного усилия:

.

Напряжение от действия центробежных сил:

.

Натяжение от изгиба:

где — приведенный модуль упругости ремня при изгибе.

Наибольшие напряжения возникают в ведущей ветви на шкиве меньшего диаметра:

.

- КПД передачи.

Потери в ременной передаче складываются из потерь и , связанных с упругостью ремня и обусловленных скольжением на шкивах и внутренним трением между частицами ремня при переменных изгибе, растяжении и сжатии. Потери приводят к образованию тепла, за счет которого нагревается ремень. С повышением температуры прочность ремней резко снижается.

Потери от сопротивления воздуха учитываются лишь в особых случаях – при шкивах большого диаметра со спицами. В обычных передачах эти потери ничтожны.

Потери – в опорах передачи.

Таким образом, суммарные потери равны:

где — площадь поперечного сечения ремня;

— скорость ремня;

— коэффициент пропорциональности, зависящий от схемы передачи, внутренней конструкции и свойств ремня.

Физический смысл K_П – величина потерь, приходящаяся на единицу объема ремня.

3.5.3.3. Расчет передач по кривым скольжения

Кривые скольжения для приведенных ремней получены опытным путем группой инженеров ЦНИИТМАШ.

При этом ставится цель: обеспечить необходимые тяговые свойства ремня (отсутствие буксования и неспокойного хода ремня) и высокий КПД передачи. При этом методе расчета напряжения в ремне получаются меньше допускаемых. При этом обеспечиваются и тяговые свойства ремня и достаточная его прочность. Кривые скольжения получают экспериментально (рис. 17): при постоянном натяжении постепенно повышают полезную нагрузку и измеряют скольжение . При этом вводится понятие о коэффициенте тяги .

Относительное скольжение равно:

,

где и — частоты вращения ведомого шкива соответственно на холостом ходу и под нагрузкой.

Отношение передаваемого ремнем окружного усилия к сумме натяжений его ветвей называется коэффициентом тяги.

,

,

где — коэффициент тяги;

— полезное напряжение в ремне.

В координатах строится кривая тяговой характеристики ременной передачи (рис. 17). Прямолинейный участок, где с ростом прямо пропорционально растет называется рабочим участком. Второй участок криволинейный, отражающий неустойчивую работу ремня (пробуксовки и полное буксование) называется нерабочим.

Рис. 17.

Точка перехода от прямолинейного участка к криволинейному называется критической точкой тяговой характеристики. Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременных передач лежит в зоне критических значений коэффициента тяги и наиболее высокого КПД При тяговая способность ремня не используется полностью, при ремень работает неустойчиво и быстро изнашивается. На основании многочисленных исследований можно рекомендовать для плоских ремней:

кожаных и прорезиненных — ;

хлопчатобумажных и льняных — ;

шерстяных — ;

полиамидных — .

Отношение передач, рассчитанных по кривым скольжения, характеризует их способность к перегрузкам. Для кожаных и шерстяных ремней, обладающих небольшой перегрузочной способностью ; для хлопчатобумажных цельнотканых .

Численные значения коэффициента тяги зависят от вида ремня, его толщины, диаметра шкивов, скорости и т.д. Однако характер кривой скольжения остается постоянным при любой комбинации перечисленных параметров. Это положение позволило установить общие нормы работоспособности ремня с учетом влияния различных параметров. Так, условия работы ременной передачи считаются нормальными, если

,

где — наименьший диаметр шкива;

— толщина ремня;

— допустимое полезное напряжение.

Полезное напряжение, соответствующее коэффициенту тяги будет равно:

.

Для критического значения коэффициент тяги полезное напряжение, обозначенное будет:

.

В таблицах приводятся значения для различных ремней при разном соотношении и в этом случае уже принимается как допускаемое полезное напряжение . Но табличные значения получены при определенных условиях (передача открытая, ; м/с). В действительности условия отличаются от этих поэтому расчет передачи следует вести не по , а по напряжению , с учетом поправочных коэффициентов:

,

,

где — коэффициент, учитывающий условия натяжения ремня и расположение передачи в пространстве. Так, для передач с периодическим перетягиванием ремня при угле наклона линии к горизонту 0⁰ – 60⁰: С₀=1; 60⁰ – 80⁰: С₀=0.9.

— коэффициент, учитывающий влияние отношения

для прорезиненных

;

для кожаных

и т.д.

— коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

.

Для плоских ремней

.

— скоростной коэффициент, учитывающий ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежной силы. Для передач с автоматическим регулированием натяжение ремня .

.

Для плоских среднескоростных ремней из традиционных материалов и т.д.

Величина необходима, например, при расчете параметров ремня.

см²,

где Н;

— ширина ремня или ;

— ширина ремня, которой задаются, соблюдая соотношение .