3607

10.6.3.Напряжения в ремне

Вразличных по длине частях ремня возникают различные напряжения (рис. 10.8).

Рис. 10.7. Эпюры напряжений в ремне Для плоского ремня с помощью поперечного сечения:

F = b·h

можно определить напряжение от начального натяжения:

где b – ширина;

h – толщина ремня.

Напряжение от передаваемого ремнѐм окружного усилия:

P P

y F bh

Напряжение от действия центральных сил:

99

C qV 2

c F bhg

Натяжение от изгиба:

h u E D

где: E – приведенный модуль упругости ремня при изгибе. Наибольшие напряжения ζmax возникают в ведущей ветви

на шкиве меньшего диаметра:

10.7. 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: при постоянном натяжении S0 постепенно повышают полезную нагрузку P и измеряют скольжение S. При этом вводится понятие о коэффициенте тяги θ.

Относительное скольжение равно

где: n2 и n2 – частоты вращения ведомого шкива соответст-

венно на холостом ходу и под нагрузкой.

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

100

K

2 0

K – полезное напряжение в ремне.

В координатах S–θ строится кривая тяговой характеристики ременной передачи (рис. 10.8). Прямолинейный участок, где с ростом θ прямо пропорционально растет S называется рабочим участком. Второй участок криволинейный, отражающий неустойчивую работу ремня (пробуксовки и полное буксование) называется нерабочим.

Рис. 10.8. Кривая скольжения ремня

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 (θ0), наиболее высокий КПД.

При θ < θ0 тяговая способность ремня не используется полностью, при θ > θ0 ремень работает неустойчиво и быстро

101

изнашивается. На основании многочисленных исследований можно рекомендовать для плоских ремней:

кожаных и прорезиненных – θ0 ≈ 0,6; хлопчатобумажных и льняных – θ0 ≈ 0,5; шерстяных – θ0 ≈ 0,4; полиамидных – θ0 ≈ 0,45…0,5.

Численные значения коэффициента тяги “θ” 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

здесь Dmin – наименьший диаметр шкива, h – толщина ремня,

ζ0 – допустимое полезное напряжение. е) Допускаемое полезное напряжение

Полезное напряжение, соответствующее коэффициенту тяги θ будет равно:

К0 = 2·ζ0·θ0.

В таблицах приводятся значения “K0” для различных ремней при разном соотношении h/Dmin и в этом случае уже “K0” принимается как критическое полезное напряжение “К0”. Но табличные значения “K0” получены при определенных условиях (передача открытая, α =1800; v =10 м/с). В действительности условия отличаются от этих поэтому расчет передачи следует вести не по “K0”, а по напряжению ζП, с учетом поправочных коэффициентов:

ζП = К0 С,

где С = С0 ·Сh·Cα·Cv,

102

здесь: С0 – коэффициент, учитывающий условия натяжения ремня и расположение передачи в пространстве.

Сh – коэффициент, учитывающий влияние отношения h/Dmin

Cα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

C 1 C' (1800 )

Для плоских ремней C' 0,003;

Cv – скоростной коэффициент, учитывающий ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежной силы. Для передач с автоматическим регулированием натяжение ремня Cv = 1.

Cv 1 C( 0.01v2 1)

Для плоских среднескоростных ремней из традиционных материалов C' 0,04 и т.д.

Величина ζп необходима, например, при расчете параметров ремня.

b – ширина ремня

103

h – ширина ремня, которой задаются, соблюдая соотношение Dmin/h.

10.8. Клиноременная передача

Передача (рис. 10.10) обладает всеми достоинствами плоскоременной. Клиноременная передача имеет большее сцепление ремня со шкивов, чем плоскоременная. Это позволяет осуществить передачи с малым межосевым расстоянием, большим передаточным числом и с меньшим давлением на опоры. Работа передачи более спокойна т.к. отсутствует сшивка ремней, что важно при эксплуатации точных механизмов. К недостаткам относятся меньший срок службы ремней. При их вытяжке регулируется передвижение электродвигателя на салазках. Рекомендуемые угол обхвата малого шкива α = 120 , но передача хорошо работает и при α = 90 .

Максимально допустимая скорость Vmax= 35 м/с. Практикой установлено Dmin/h = 11 для ремней малых сечений и Dmin/h = 27 – для ремней больших сечений. Здесь h – высота профиля клинового ремня. Чем меньше отношение Dmin/h, тем ниже КПД. Расчетным диаметром шкива считают диаметр его окружности по нейтральному слою. Кривые скольжения для клиновых ремней аналогичны кривым плоских ремней, но θ0 для клиновых ремней больше.

10.8.1. Клиновые ремни (ГОСТ 1284 – 68).

Это ремни трапециидального сечения с боковыми рабочими сторонами, которые контактируют на шкивах с канавками соответствующего профиля. Благодаря клиновому соединению, ремни отличаются повышенным сцеплением и, соответственно, повышенной тяговой способностью.

Ремни изготавливаются двух типов: кордтканевые (рис. 10.9, а) и кордшнуровые (рис. 10.9, б).

104

Рис. 10.9. Ремни и шкивы клиноременной передачи: а) кордтканевый; б) кордшнуровой; в) поликлиновой

Кордтканевые клиновые ремни состоят из корда – основного несущего слоя, выполненного из химических волокон: вискозы, капрон, лавсана. Корд располагается симметрично относительно нейтрального слоя ремня. Над кордом и под кордом находятся резиновые или резинотканевые слои, называемые слоями растяжения и сжатия. Все это содержится в обертке ремня, представляющей собой несколько слоев прорезиненной ткани.

Кордшнуровые клиновые ремни отличаются от кордтканевых тем, что вместо слоев кордткани предусматривается один слой кордшнура толщиной 1,6–1,7 мм. Эти ремни более гибки и долговечны, применяются при более тяжелых условиях работы.

В соответствии с ГОСТ 1284-68 клиновые ремни изготавливают семи различных по сечению размеров: О, А, Б, В, Г, Д, Е. Ремни выполняются бесконечными, различных стандартных длин. Угол клина θ0 ремней принят 0 40 ; в зависимости от

принятого типа ремня (сечения) выбираются его размеры ap; a; h.

105

10.8.2. Шкивы клиноременной передачи

Изготавливаются цельными и сборными из тех же материалов, что и для плоскоременной передачи. Отличаются конструкцией обода (рис. 10.10). Профили шкивов определяются профилями ремней и регламентированы ГОСТом на клиновые ремни.

DH D 2h0 ;

Db D 2H ;

B Z 1 t 2C

D – расчетный диаметр шкива (диаметр окружности по нейтральному слою ремня). Величина D выбирается в зависимости от принятого сечения ремня.

Рис. 10.10. Шкив клиноременной передачи

10.8.3. Расчет кинематических передач

Расчет по тяговой способности рекомендуется производить по допускаемой полезной нагрузке P0 на один ремень. В зависимости от сечения ремня P0 выбирается из таблиц (ГОСТ 1284-68). Значения P0 в таблицах приведены при условии:

V = 10 м/с; U = 1; S0= 1,8 МПа.

Общая полезная окружная сила и мощность равны:

106

где Cα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата; CV – скоростной коэффициент;

K – коэффициент динамичности и режима работы (K = 1 – 1,6); Z – число ремней. Обычно Z = 8…12.

-нагрузка на валы (рис. 10.11).

Рис. 10.11. Нагрузка на валы от ременной передачи

Силы, возникающие в ременной передаче необходимо знать для расчета шкивов, валов, опор. Принимают, что материал ремней следует закону Гука.

Тогда после приложения полезной нагрузки сумма натяжений ветвей остаѐтся постоянной. Если ветви ремня параллельны (U = 1), то сила

Q 2S0 .

Если ветви ремня не параллельны, то:

где α – угол обхвата ремнем ведущего шкива.

107

Так как S0 обычно не контролируется в передачах с не смещаемыми осями валов, его устанавливают с запасом и оно сохраняется до вытягивания ремня. Поэтому при расчете максимальных сил, действующих на валы, рекомендуется S0 и Q

увеличить в 1,5 раза.

На рис. 10.12–12.13 представлены различные устройства для натяжения ремней ременных передач

Рис. 10.12. Схемы натяжных устройств передач с гибкой связью

Рис. 10.13. Схема передачи с автоматическим регулированием натяжения ремня

11. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

11.1. Общие вопросы

Работа цепных передач также, как и зубчатых основана на принципе зацепления, но, подобно ременной, с использованием промежуточной гибкой связи (цепи). Цепь охватывает звездочки и передает вращение от ведущего вала к ведомому. Это позволяет осуществлять передачу энергии с постоянным значением среднего передаточного числа, без проскальзывания при значительных межосевых расстояниях (6…8 м).

108