Материал: 7 РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА 2014

Исследования Н. Е. Жуковского показали, что в ременных передачах следует различать два вида скольжения ремня по шкиву: упругое скольжение и буксование.

Упругое скольжение наблюдается при любой нагрузке передачи, а буксование - только при перегрузке. Природа упругого скольжения может быть установлена из описанного ниже опыта. На рис. изображен ремень на заторможенном шкиве (момент торможенияТ ). В начале опыта к концам ремня подвешивают равные грузы G. Под действием этих грузов между шкивом и ремнем возникают некоторое давление и соответствующие ему силы трения. В этом состоянии левую ветвь ремня нагружают добавочным грузом G₁. Если груз больше сил трения между ремнем и шкивом, то равновесие нарушится и ремень соскользнет со шкива. В противном случае состояние равновесия сохранится. Однако при любом малом грузе G₁ левая ветвь ремня получит некоторое дополнительное удлинение. Величина относительного удлинения, постоянная для свободной ветви ремня, будет постепенно уменьшаться на дуге обхвата и станет равной нулю в некоторой точке С. Положение точки С определяется по условию равенства груза G₁ и суммарной силы трения, приложенной к ремню на дуге АС. Дополнительное упругое удлинение ремня сопровождается его скольжением по шкиву. Это скольжение принято называть упругим скольжением, а дугу АС - дугой упругого скольжения. На дуге ВС ремень останется в покое. Эту дугу называют дугой покоя. Сумма дуг упругого скольжения и покоя равна дуге обхвата, определяемой углом α. Чем больше G₁ тем больше дуга упругого скольжения и меньше дуга покоя. При увеличении G₁ до значения, равного запасу сил трения, дуга покоя станет равной нулю, а дуга упругого скольжения распространится на весь угол обхвата - равновесие нарушится (буксование). По аналогии с этим в работающей ременной передаче роль грузов G выполняет сила натяжения ведомой ветви F₂, а роль дополнительного груза G₁ - окружная сила F_t. Разность натяжения ведомой и ведущей ветвей, создаваемая нагрузкой, вызывает упругое скольжение в ременной передаче. При этом дуги упругого скольжения располагаются со стороны сбегающей ветви (рис.)

Окружная скорость каждого шкива равна скорости набегающей ветви ремня. По мере роста нагрузки на передачу дуга скольжения растет, когда она достигает всей дуги охвата, начинается буксование передачи. При круговом движении ремня на него действует центробежная сила F_v=ρSv²,

где S - площадь сечения ремня. Центробежная сила стремится оторвать ремень от шкива и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

Силы натяжения ветвей ремня (кроме центробежных) воспринимаются опорами вала. Равнодействующая нагрузка на опору F_r ≈ 2F_o cos(β/2). Обычно эта радиальная нагрузка на опору в 2…3 раза больше передаваемой ремнём вращающей силы F_t.

5. Напряжения в ремне

При этом напряжения изгиба не влияют на тяговую способность передачи, однако являются главной причиной усталостного разрушения ремня. Эти напряжения (рис.) используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.

6. Расчет передачи с клиновым и поликлиновыМ ремнём

Передачи с клиновыми и поликлиновыми ремнями рассчитывают одновременно по тяговой способности и ресурсу. Это обеспечивает отсутствие буксования рем­ня на шкивах и достаточную усталостную прочность ремня. Тяговая способность ремня определяется окружным усилием, которое способен передать ремень при заданных условиях работы. Тяговую способность ремней определяют на стендах, которые снабжены приборами и устройствами для замера крутящего момента и частоты вращения валов. Испытания ременных передач проводят при типовых условиях: v₁=10 м/с, α₁=180⁰.

Испытание на тяговую способность заключается в постепенном нагружении ремня, установленного на шкивы стенда под заданным натяжением до буксования.

В процессе испытания фиксируется величина скольжения ремня и КПД:

ξ=[(n₁ – n₂ i) /n₁)]∙100% и η=Т₂ /Т₁ i

По результатам замеров для каждого нагружения определяется

коэффициент тяги ψ= F_t /2F₀

2F₀ – предва­рительное натяжение ремня

Расчет на тяговую способность основан на использовании кривых скольжения (рис.), которые строят в координатах ψ – ξ

Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки: F₁ + F₂ =2νF₀

ν- коэффициент относительного повышения начального натяжения.

В передачах 1-го типа - двушкивных передачах с автоматическим поддержанием постоянства силы воздействия на валы 2F₀=const (α ≠const): ν =1

В передачах 2-го типа - двушкивных передачах с фиксированным межосевым расстоянием α =const :

В момент максимальной нагрузки F_t =F₁ , F₂= 0, и следо­вательно ψ=1. Однако экспериментально было обнаружено, что для передач с закрепленными валами значение ψ может превышать единицу и достигать 1,5...2,0, т.е. 2F₀=F₁+F₂, для этих передач не является постоянной величиной. Объясняется этот эффект перераспределением деформаций в ветвях ремня и на дугах обхвата, а также влиянием изгибной жесткости ремня, проявляющихся при повышении нагрузки. Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременной передачи лежит в зоне критического коэффициента тяги, где наибольший КПД. При меньших нагрузках передача недоиспользуется. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустимо 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 ψ_к, полученные из испытаний при типовых режимах, для клиновых ремней ψ _к=0,7.

Тяговая способность зависит от:

- свойств ремня (модуля упругости при растяжении и сжатии, коэфф. трения).

- натяжения ремня,

- скорости,

- площади контакта ремня со шкивом (угла обхвата шкивов)

Расчёт передачи с клиновыми и поликлиновыми ремнями проводят в 4 этапа:

1. Выбирают сечение ремня

2. Определяют допускаемую мощность[Р]₀ , [Р]₁₀ для выбранного сечения клинового или поликлинового ремня с десятью ребрами

3. Рассчитывают необходимое число ремней z или ребер z в ремне;

4. Определяют оптимальное предварительное (начальное) натяжение F₀ ремня и метод его контроля, силу воздействия на валы F_a передачи.

1. В зависимости от вращающего момента T₁ по табл. или по графикам выбирают сечение ремня и определяют диаметр малого шкива

2. Принципиально для всех фрикционных ременных передач может иметь место:

[Р]₀ =Р₀ С

где С= С_α С_L С_р С_z C_V C_H C_T C_M

Коэффициенты учитывают:

-- угол обхвата меньшего шкива С_α -- длину ремней С_L

-- режим работы С_р -- числа ремней в комплекте С_z

-- тип передачи C_T -- наличие натяжного ролика C_H

-- скорость C_V -- вид материала тягового слоя C_M

Р₀ - табличная мощность, номинальная для конкретного ремня в зависимости от его специализации (нормальный, узкий, поликлиновой вариаторный ремень,).

Специализация клиновых ремней диктует необходимость применения или неприменения отдельных из указанных коэффициентов. Например, С_z вызвана неравномерной нагрузкой отдельных ремней в комплекте из-за технологического разброса их длин и модулей упругости; C_T отражает конструктивные особенности вариаторных ремней, которые ужесточают или облегчают условия работы ремня в сравнении с оптимальной конструктивной схемой, обеспечивающей симметричное регулирование обоих шкивов.

3. Рассчитывают необходимое число ремней z или ребер z в ремне

4. Определяют оптимальное предварительное (начальное) натяжение F₀ ремня

7.Натяжные устройства

Натяжные устройства служат для обеспечения:

1. Предварительного натяжения, 2. Компенсации вытяжки и отклонений длины ремней, 3. Надевания новых ремней.

Натяжное устройство должно обеспечивать изменение межосевого расстояния в пределах от 0,97α до 1,06α.

Наиболее распространены следующие схемы:

• - перемещением электродвигателя (рис., а);

• - поворотом плиты с электродвигателем (рис.,6);

• - оттяжным (рис., в) или натяжным (рис.,г) роликом.

В устройствах, приведенных на рис. выше, натяжение ремней создают исходя из условия передачи наибольшего возможного момента.

На рис. ниже приведены схемы самонатяжных устройств:

• -окружной силой на шестерне (рис.,а);

• -реактивным моментом на корпусе редуктора (рис.,б);

• -реактивным моментом на корпусе электродвигателя (рис.в).

В самонатяжных устройствах сила натяжения ремней автоматически изменяется пропорционально передаваемому моменту. Это способствует сохранению ремней и увеличению их ресурса. Передачи с автоматическим натяжением нереверсивны.

8. Зубчаторемённые (синхронные) передачи

Конструирование зубчатых ремней было впервые предпринято компанией Л.Х.Гилмер в 1940 г. Эти ремни предназначались для создания таких механических передач, которые занимали бы промежуточное место между цепными и гибкими ременными передачами. Зубчатоременные передачи передают вращение путем зацепления зубьев ремня с зубьями шкива, а не посредством сил трения. Это качественно новый тип передачи – синхронный.

Ремни зубчатые  находят свое применения в промышленных и бытовых установках, передачах станков, механизмах газораспределения и на многих автомобильных двигателей. Главная особенность зубчато-ременных передач - синхронность и возможность передачи высоких нагрузок при небольших начальных натяжениях. Ремень зубчатый позволяет уменьшить нагрузку на опоры валов и подшипники механизма передачи. Зубчато-ременные передачи не требуют смазки, могут работать с пониженным уровнем шума при высоких скоростях, имеют малую вытяжку, что упрощает конструкцию натяжного устройства передачи.

Все зубчатые ремни можно разделить на следующие категории:

По материалу ремня: резина или полиуретан;

По форме зуба: трапецеидальная, полукруглая;

Зубчатые ремни с полукруглым зубом хорошо подходят для передачи высокой мощности в силовых приводах с высоким крутящим моментом. Криволинейная геометрия зубцов исключает концентрацию механических напряжений у основания зубца, обеспечивая тем самым повышение нагрузочной способности и более длительный срок службы ремня.

По конструкции: односторонний или двухсторонний зуб.

Двухсторонние зубчатые ремни позволяют менять направление вращения нескольких синхронизированных шкивов с помощью одного ремня.

Некоторые компании производят ремни зубчатые по своим стандартам.

9. Расчет синхронной передачи

Наиболее типичные повреждения, приводящие к отказу: износ зубьев ремня; отрыв зубьев ремня от основания вследствие образования усталостной трещины; расслоение основания зубчатого ремня; повреждение зубьев или основания ремня вследствие нарушения зацепления; износ боковой поверхности ремня; усталостное разрушение и разрыв корда. Анализ отказов передач позволяет заключить, что основными причинами являются потеря несущей способности вследствие износа и отрыва зубьев ремня от основания, а также нарушение зацепления зубьев ремня и шкива.