Кинематика и геометрические параметры передачи.

Кинематически­ми параметрами ремённых передач являются: передаточное отношение:

и окружная скорость

где ε = 0,01...0,03 - коэффициент упругого скольжения ремня по шкиву, d₁и d₂ – диаметры ведущего и ведомого шкива в мм; n₁ и n₂ – частота вращения ведущего и ведомого шкива в об/мин.. Основные геометрические параметры передачи:

• диаметры шкивов: ведущего d₁ = = d_1ст; и ведомого d₂ = d_1ст ∙u_peм d_2cт; значения расчётных диаметров округляют до бли­жайшей величины из стандартного ряда;

• межосевое расстояние а_рем ≈ 2(d_l + d₂); его можно увеличить в зависимо­сти от конструкции машины или её привода;

• длина ремня l_р; расчётную величину l_р согласовывают со стандартным зна­чением длин ремней.

Критерии работоспособности и расчёта ремённой передачи: тяговая способность (определяется коэффициентом тяги φ), максимальные на­пряжения в ремне (σ_mах) и долговечность ремня (L_h).

Тяговую способность ремня принято характеризовать кривыми скольже­ния ремня по шкиву и КПД. Кривые скольжения (рис. 105), получаемые опыт­ным путём, показывают зависимость величины упругого скольжения ε от отно­сительной нагрузки - коэффициента тяги φ.

На этих графиках выделяют кри­тические значения коэффициента тяги φ_к, которые разделяют график на зону упругого скольжения (нормальной работы передачи) и зону буксования. В правильно спроектированной передаче ремень должен работать на грани пробуксовывания и сохранять работоспособность при выполнении условия

Рис. 105. Кривые скольжения ремня и КПД ременной передачи

Для плоскоремённых передач φ_к = 3,4...0,6, для клиноремённых передач φ_к = 0,7...0,9.

Полезное окружное усилие в ремённой передаче можно рассчитать по следующей формуле:

F_t = F₁ – F₂ = 2000T₁/d₁ (16.4)

Нагрузка на детали ремённой передачи.

При работе ремень нагружен силами: предварительного натяжения F₀, полезной окружной силой F_t, центро­бежной силой F_v и изгибающим усилием F_из, которые создают соответствую­щие напряжения в ремне. Соотношение между усилием F₁ в ведущей, набегаю­щей на шкив ветви ремня, и усилием F₂ в ведомой ветви ремня (рис. 106) описы­вается формулой Л. Эйлера:

где f' - приведённый коэффи­циент трения ремня по шкиву; α - угол охвата шкива ремнём.

Рис. 106. К расчёту усилий на валах ремённой передачи

Леонард Эйлер (1707...1783 гг.) - великий математик, физик и ас­троном, имел немецко-швейцарское происхождение. В 1727 г. он был при­глашён Екатериной II в Россию, и до 1741 г. работал в Петербургской Ака­демии наук. В моменты острой политической ситуации нашёл прибежище у Фридриха II в Потсдаме. В 1766 г. возвратился в Петербург и плодо­творно работал в Академии наук, несмотря на потерю зрения, отягчившую конец его жизни и деятельности. Он обладал почти невероятной работо­способностью и научной продуктивностью: его работы и научные статьи публиковались после его смерти ещё в течение 40 лет.

Усилие F_Σ, действующее на валы ремённой передачи, значи­тельно больше, чем, например, в зубчатых передачах. Рассчитать нагрузку на валы ремённой передачи (рис. 25) можно по формуле

где α₁ - угол охвата ремнём меньшего шкива.

Максимальные напряжения в ремне не должны превышать допускаемого значения, т.е. должно выполняться условие

где S_p - площадь поперечного сечения ремня, мм²; ρ - плотность материала ремня, кг/м³; Е - модуль упругости ремня при изгибе, МПа; у - расстояние от наружной поверхности до нейтрального слоя ремня, мм.