3.7.3. Ременные передачи

Общие сведения

Ременными называют передачи, в которых движение одного тела вращения передается другому с помощью ремня за счет сил трения. Их относят к передачам с гибкой связью. Простейшая передача (рис.3.28) состоит из ведущего и ведомого шкивов, охватываемых гибким ремнем, надетым на шкивы с натяжением. Натяжение ремня – основное условие работы ременных передач. Натяжение ремня создается за счет предварительного упругого растяжения ремня при монтаже, с помощью натяжного ролика, смещения электродвигателя, весом груза и др.

Рис. 3.28

Ремни должны обладать высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения и высокую износостойкость. По форме поперечного сечения применяют ремни плоские, клиновые, круглые и зубчатые (рис. 3.29).

Рис. 3.29

Плоские ремни наиболее простые и распространенные. Они могут быть прорезиненные, кожаные, хлопчатобумажные и шерстяные. Для быстроходных передач с υ > 30 м/с применяют ремни из синтетических материалов (капрона, нейлона и др.).

Клиновые ремни трапецеидального или треугольного профиля обеспечивают большую долговечность и тяговую способность, могут передавать вращение на несколько валов. Однако передачи с клиновыми ремнями менее быстроходны (скорость до 25…30 м/с). Клиновые ремни выпускают двух конструкций: кордтканевые и кордшнуровые.

Круглые ремни (кожаные, капроновые и др.) применяют в машинах малой мощности и бытовой техники. Зубчатые ремни, совмещающие свойства плоских ремней и цепей, состоят из тянущего слоя – металлотроса, заключенного в резиновый массив.

Шкивы могут быть однорядные, ступенчатые, раздвижные, конусные. Форма обода зависит от профиля ремня. Изготовляют их из чугуна при υ ≤ 30 м/с, из алюминиевых сплавов при υ ≤ 80 м/с, из стали υ ≤ 100 м/с, а также из пластмасс и дерева. Шкивы должны быть хорошо сбалансированы.

Классификация ременных передач.

По форме ремня: плоскоременные, клиноременные, круглоременные, зубчатоременные.

По взаимному расположению осей валов: с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями.

По направлению вращения шкивов: с одинаковым направлением и с противоположным направлением (перекрестные). Передачи могут быть понижающие и повышающие.

Достоинства: возможность передачи мощности на большие расстояния (до 15 м); плавность и бесшумность работы; простота конструкции, изготовления и монтажа; возможность бесступенчатого регулирования скорости (вариаторы).

Недостатки: непостоянство передаточного отношения вследствие проскальзывания ремней; вытягивание ремней и их низкая долговечность (1000…5000 часов); повышение нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня.

По применению ременные передачи занимают второе место после зубчатых. В любой отрасли машиностроения и приборостроения можно встретить ременную передачу: приводы насосов, вентиляторов, транспортных машин и т.д. Плоскоременные передачи применяют для передачи движения при межосевых расстояниях до 15 м, скоростях до 120 м/с, передаточных отношениях ί ≤ 6 и средних мощностях (до 50 кВт).

Клиноременные передачи находят применение при малых межосевых расстояниях и вертикальном расположении параллельных осей шкивов, передаточных отношениях ί ≤ 10; при передаче вращения нескольким шкивам, в широком диапазоне мощностей при скоростях до 40 м/с.

Зубчато-ременные передачи применяются в механизмах, где недопустимо проскальзывание, требуется высокая тяговая способность.

Геометрия, кинематика и усилия

Основными геометрическими параметрами всех типов ременных передач являются диаметры шкивов d, межосевое расстояние а, ширина шкива в, длина ремня ℓ, углы обхвата ремня d₁ и d₂, угол между ветвями ремня β.

При вращении ведущего шкива с угловой скоростью ω₁, его окружная скорость υ₁ = ω₁d₁/2 будет равна скорости набегающей (ведомой) ветви ремня. В результате упругого скольжения ремень сбегает с ведущего шкива со скоростью υ₂ < υ₁, υ₂ = υ₁ (1 – ε), откуда коэффициент скольжения ε = 1 – υ₂/ υ₁.

Передаточное отношение

ί = ω₁/ω₂ = n₁/n₂ = d₂/[d₁ (1 – ε)].

Для плоскоременных передач ε ≈ 0,1;

для клиноременных ε ≈ 0,015…0,02.

Усилия в передачах (рис. 3.28). Для обеспечения работоспособности передачи необходимо усилие F₀ начального (предварительного) натяжения ремня в каждой ветви.

При передаче вращающего момента Т₁ натяжение ведущей ветви увеличивается до F₁, а в ведомой уменьшается до F₂.

Из условия равновесия шкива Т₁ = 0,5d₁ (F₁ – F₂) имеем, что окружное усилие (полезная нагрузка)

F_t = (F₁ – F₂) = 2T₁/d₁. (3.80)

Так как сумма ил натяжения ветвей ремня постоянна, то

F₁ + F₂ = 2F₀. (3.81)

Из (3.80) и (3.81) получим

F₁ = F₀ + 0,5 F_t ; F₂ = F₀ – 0,5 F_t. (3.82)

Приведенные уравнения устанавливают усилия в ветвях в зависимости от передаваемой нагрузки F_t и натяжения ремня F₀, но не показывают связь с величиной силы трения, характеризующей тяговую способность передачи. Эту связь без учета массовых сил выражает формула Эйлера:

F₁ = F₂ e^{f αc}, (3.83)

где α_с = α₁ – угол скольжения; f = 0,2…0,3 – коэффициент трения.

Кроме основных усилий будут действовать массовые силы

F_υ = ρAυ² , где ρ – плотность материала ремня; А – площадь сечения ремня.

Действующие на ремень силы вызывают в нем соответствующие нормальные напряжения

σ₀ = F₀/A; σ₁ = F₁/A; σ₂ = F₂/A; σ_υ = F_υ/A. (3.84)

При сгибании шкива в ремне возникают напряжения изгиба

σ_и = Еh/d, где Е – приведенный модуль упругости ремня; d – диаметр малого шкива; h – толщина (высота) ремня.

Максимальное растягивающее напряжение будет действовать в точке набегания ремня на шкив малого диаметра

σ_{1 max} = σ₁ + σ_υ + σ_u = σ₀ + 0,5 σ_t + σ_υ + σ_u. (3.85)

Нагрузка на валы определяется по формуле

F_r = 2 F₀cos β. (3.86)

Работоспособность передач

Критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, и долговечность, определяемая усталостным разрушением ремня. Тяговая способность характеризуется кривыми скольжения и КПД, полученными экспериментальным путем для всех типов ремней, и представляющая зависимости ε и η от коэффициента тяги ψ, (рис. 3.30).

Рис. 3.30

Коэффициент тяги представляет отношение окружной силы F_t к двойному предварительному натяжению ремня 2F₀, т.е.

ψ = F_t/(2F₀) = σ_t / (2 σ₀). (3.87)

Значение ψ₀ , при котором начинается буксование, называют критическим. Рабочую нагрузку следует выбирать вблизи ψ₀ и слева (ψ = 0,5…0,7). Этим значениям соответствует достаточно высокий КПД (η = 0,92…0,98).

Условие тяговой работоспособности

σ_t = F_t/ A ≤[ σ_t], (3.88)

где σ_t – полезное напряжение;

[σ_t]– допускаемое полезное напряжение, выбираемое из условия прочностной надежности ремня.

Расчет ремней на усталостную долговечность выполняют условно по частоте пробегов ремня

n_n = υ/ℓ ≤ [n_n ], (3.89)

где [n_n ] – допускаемая частота пробегов (для плоских ремней [n_n ]= 5; для клиновых - [n_n ]=15).