Поиск

Полнотекстовый поиск:
Где искать:
везде
только в названии
только в тексте
Выводить:
описание
слова в тексте
только заголовок

Рекомендуем ознакомиться

'Документ'
Углубленное изучение учебных предметов экономики и права в условиях профильного обучения как фактор повышения качества образования, формирования конку...полностью>>
'Документ'
Настоящий стандарт распространяется на стальные (несущие, ограждающие и совмещающие функции несущих и ограждающих) и ограждающие алюминиевые строитель...полностью>>
'Документ'
На сайте www.asms-rostov.ru Вы можете найти график обучения, учебные программы, договора, методическую документацию (анкеты, бланки, методические указ...полностью>>
'Документ'
«Кросс Нации» – это самое масштабное по  количеству участников и географическому охвату спортивное мероприятие на территории Российской Федерации. В с...полностью>>

Главная > Документ

Сохрани ссылку в одной из сетей:
Информация о документе
Дата добавления:
Размер:
Доступные форматы для скачивания:

Общие сведения.

Ременная передана относится к передачам трением с гибкой связью. Состоит из ведущего и ведомого шкивов, огибаемых ремнем (рис.1). Нагрузка передается силами трения, возни­кающими между шкивом и ремнем вследствие натяжения по­следнего.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные (рис.1, а), клиноременные (рис.1, б), круглоременные (рис.1, в),

поликлиноременные (рис.1, г).

В современном машино­строении наибольшее применение имеют клиновые и поликлино­вые ремни. Передача с круглым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки, приборы).

Разновидностью ременной передачи является зубчато-ременная передающая нагрузку путем зацепле­ния ремня со шкивами.

Рассмотрим достоинства, недостатки и применение ременных передач.

Достоинства. 1. Простота конструкции и малая стоимость. 2. Возможность передачи мощности на значительные расстояния (до 15 м). 3. Плавность и бесшумность работы. 4. Смягчение вибрации и толчков вследствие упругой вытяжки ремня.

Недостатки. 1. Большие габаритные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей. 2. Малая долговечность ремня в быстроходных передачах. 3. Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня. 4. Непостоянное передаточ­ное число из-за неизбежного упругого проскальзывания ремня. 5. Неприменимость во взрывоопасных местах вследствие электри­зации ремня.

Применение. Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние а должно быть достаточно большим, а передаточное число и не строго постоянным (в приводах станков, транспортеров, дорожных и строительных машин и т. п.).

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50 кВт и в редких случаях достигает 1500 кВт.

Скорость ремня v = 5...50 м/с, а в сверхскоростных передачах может доходить до ~ 100 м/с. Ограничение мощности и нижнего предела скорости вызвано большими габаритами передачи.В сочетании с другими передачами ременную передачу приме­няют на быстроходных ступенях привода.

Основные геометрические соотношения ременных передач.

1. Межосевое расстояние а ременной передачи (рис. 2) определяется в основном конструкцией привода ма­шины. Рекомендуется:

для плоскоременных передач

а >1,5 (d2 + d1); (1)

для клиноременных и поликлиноременных передач

а > 0,55 (d2 + d1)+h, (2)

где d1 и d2 — диаметры шкивов; h — высота сечения ремня.

2. Расчетная длина ремня l равна сумме длин прямолинейных участков и дуг Обхвата шкивов.

(3)

При наличии сшивки длину ремня увеличивают на = 100...400 мм.

  1. Межосевое расстояние при окончательно уста­новленной длине ремня

(4)

Угол обхвата ремнем малого шкива.

a1 = 1800 – 2y

Из треугольника O1BO2

sin y = BO2 / O1 O2 = ()/(2a)

Практически у не превышает л/6, поэтому приближенно при­нимают siny ~y, тогда

y = (d2d1)/(2a) рад, или y0 =1800 ()/( - 2а).

Следовательно,

a1 = 1800 - 570 (5)

Для плоскоременной передачи рекомендуется [a1] ≥ 1500, а для клиноременной и поликлиноременной [a1] ≥ 1500.

Силы передачи.

Для создания трения между ремнем и шкивом ремню после установки на шкив создают предварительное натяже­ние F0. Чем больше F0, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя или холостого хода каждая ветвь ремня натя­нута одинаково с силой F0 (рис.3, а).

При приложении рабочей нагрузки Т1 происходит перерас­пределение натяжений в ветвях ремня: ведущая ветвь дополни­тельно натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви

уменьшается до F2 (рис.3, б), Из условия равновесия момен­тов внешних сил относительно оси вращения.

- T1 + F1 d1 /2 – F2 d1 /2 = 0

или

F1 – F2 = 2Ft.

где Ft = 2T1/d1 окружная сила на шкиве.

Общая геометрическая длина ремня во время работы переда­чи остается неизменной, так как дополнительное удлинение веду­щей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви. Следовательно, насколько возрастает натяжение ведущей ветви ремня, настолько же оно снижается с ведомой, т. е.

F1 = F0 + ΔF и F2 = F0 – ΔF

или

F1 + F2 = 2F0

Решая совместно уравнение (6) и (7), получаем:

F1 = F0 + Ft/2; F2 = F0 – Ft/2

При обегании ремнем шкивов в ремне возникает центро­бежная сила:

Fν = ρAν2,

Где A – площадь сечения ремня; ρ – плотность материала ремня.

Сила Fν, отбрасывая ремень от шкива, уменьшает полезное действие предварительного натяжения F0, понижая нагрузочную способность передачи. Таким образом, натяжение ведущей и ведомой ветвях ремня при работе будет F1 + Fν, F2 + Fν и для холостого хода

F0 + Fν.

Нагрузка на валы и подшипники.

Силы натя­жения ветвей ремня на­гружают валы и подшип­ники. Из треугольника Oab равнодействующая сила Fn = 2F0 sin (a1/2)

Направление силы Fn принимают по линии центров передачи. Обычно Fn в 2...3 раза больше окружной силы Ft, что является крупным недостатком ременных передач.

Скольжение ремня. Передаточное число

В ременной передаче возникают два вида Скольжения ремня по шкиву: упругое — неизбежное при нор­мальной работе передачи и буксование — при перегрузке.

В процессе обегания ремнем ведущего шкива натяжение его падает от F1 до F2 (рис.5). Ремень укорачивается и отстает от шкива — возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве про­исходит аналогичное скольжение, но здесь натяжение ремня возрастает от F2 до F1, он удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение ремня происходит не на всей дуге обхвата, а лишь на части ее — дуге скольжения ас, которая всегда распола­гается со стороны сбегания ремня со шкива. Длина дуги скольже­ния определяется условием равновесия окружной силы Ft = F1-F2 и сил трения на этой дуге.

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя аn, на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной натя­жению набегающей ветви, и ремень движется вместе со шкивом без скольжения.

Сумма дуг ас и ап равна дуге обхвата а.

Скорости прямолинейных ветвей v1 и v2 равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потеря скорости v1 v2 определяется скольжением на ведущем шкиве, где направ­ление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (стрелки на дуге аc1, рис.5).

Таким образом, упругое скольжение ремня неизбежно в ре­менной передаче, оно возникает в результате разности натяжений

ведущей и ведомой ветвей. Упругое скольжение приводит к сни­жению скорости, следовательно, к потере части мощности, а так­же вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

По мере роста силы Ft уменьшается дуга покоя ап1, следова­тельно, уменьшается и запас сил трения. При значительной пе­регрузке дуга скольжения ac1 достигает дуги обхвата а1 и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т. е. буксует. При буксовании ведомый шкив останавлива­ется, к.п.д. передачи падает до нуля.

Упругое скольжение ремня характеризуется коэффици­ентом скольжения £, который представляет относитель­ную потерю скорости на шкивах:

£ = (ν1 – ν2)/ν1,

где, ν1, и ν2 - окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно £ = 0,01…….0,02.

Упругое скольжение является причиной некоторого непосто­янства передаточного числа ременных передач.

Передаточное число.

Окружные скорости шкивов передачи. ν1 = ω1d1/2 и ν1 = ω2d2/2, где ω1 и ω2 - угловые скорости ведущего и ведомого шкивов;

Вследствие упругого скольжения ν1> ν2. Разделив ν1 на ν2 с учетом формулы (11),

получим передаточное число ременной передачи:

(12)

Напряжение в ремне.

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (рис. 6). Различают следую­щие виды напряжения в ремне:

1. Предварительное напряжение σо. В состоя­нии покоя или при холостом ходе каждая ветвь ремня натянута с силой Fo, следовательно,

σ0 = F0/A

где А — площадь поперечного сечения ремня.

2. Удельная окружная сила (полезное на­пряжение) кп. Отношение окружной силы в передаче (полез­ной нагрузки) Ft к площади поперечного сечения А называют удельной окружной силой kп или полезным напряжением:


кп = Ft/A

Удельная окружная сила kп является разностью напряжений в ведущей и ведомой ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (без учета влияния центробежных сил), т. е.

так как

Значением kп оценивается тяговая способность ременной пе­редачи.

3. Напряжение изгиба . Возникает в ремне при огибании шкивов. По закону Гука

. Согласно рис 7.

Пренебрегая, значением по сравнению с d, получаем

(14)

Где - толщина ремня, Е - мо­дуль продольной упругости мате­риала ремня.

Из формулы (рис.14) следу­ет, что наибольшее напряжение изгиба в ремне возникает на малом шкиве d1. (рис.6) Обычно по соображениям ком­пактности стремятся принимать небольшие значения d1,поэтому может в несколько раз превышать все другие напряжения в ремне. На практике значение ограничивается минимально допус­тимым значением d1. Напряжение изгиба не влияет на тяговую способность передачи. Изменяясь по отнулевому циклу, оно явля­ется главной причиной усталостного разрушения ремня.

Напряжение от центробежных сил

(15)

Максимальное напряжение возникает в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив (это же напряжение сохраняется на всей дуге покоя).

Тяговая способность ременных передач.

Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, которая зависит от значения сил трения между ремнем и шкивом, и долговеч­ность ремня, т. е. его способность сопротивляться устало­стному разрушению.

Основным расчетом ременных передач, обеспечивающим тре­буемую прочность ремней, является расчет по тяговой способно­сти. Расчет на долговечность производится как проверочный.

Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность, строят графики — кривые скольжения и к. п. д. (рис. 8); на их базе разработан современный метод расчета ремен­ных передач.


В результате исследования кривых скольжения, построенных по опытным данным, устанавливают связь между полезной на­грузкой — окружной силой, или тягой, Ft и предварительным натяжением ремня Fo в зависимости от коэффициента скольже­ния. По оси абсцисс графика откладывают нагрузку, выражен­ную через коэффициент тяги:

(17)

по оси ординат — коэффициент скольжения | и к. п. д. передачи . При испытании постепенно повышают полезную нагрузку Ft при постоянном натяжении F1+F2 = 2Fo, замеряя при этом скольжение и к. п. д. передачи.

При возрастании коэффициента тяги от нуля до критического значения наблюдается только упругое скольжение. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно подчиняются закону Гука, поэтому кривая скольжения близка к прямой. При значении окружная сила Ft достигает значения максимальной силы трения, дуга покоя исчезает, а дуга скольжения распро­страняется на весь угол обхвата (см. рис.5).

При увеличении коэффициента тяги от до работа передачи становится неустойчивой. К упругому скольжению при­бавляется частичное буксование, которое по мере увеличения φ растет, ремень быстро изнашивается, к. п. д. передачи резко падает. При наступает полное буксование, ведомый шкив останавливается, к. п. д. падает до нуля.

Согласно кривой скольжения коэффициент тяги φ следует принимать близким , которому соответствует


допускается только при кратковременных перегрузках, например в период пуска. Значения φо устанавливают экспери­ментально для каждого типа ремня.

Для примера рассмотрим на графике семейство кривых 1, 2 и 3, полученных для одного и того же ремня при предваритель­ном натяжении F010203 (рис. 9). Из представленного семейства предпочтительнее других кривые 2, которые обеспечи­вают наибольший к. п. д. Как в случае недостаточного предвари­тельного натяжения F01 (кривые 1), так и в случае избыточного натяжения F03 (кривые 3) к. п. д. передачи снижается в первом случае из-за увеличения потерь на трение ремня о шкивы вследст­вие повышенного скольжения, а во втором — из-за потерь на трение в подшипниках, испытывающих большую нагрузку при увеличенном предварительном натяжении.

Таким образом, кривая скольжения отражает явления, про­исходящие в ременной передаче, и совместно с кривой к. п. д. ха­рактеризует ее работу в данных условиях. Критерием рациональ­ной работы ремня служит коэффициент тяги φо, значение которо­го определяет допускаемую окружную силу [Ft]. Из формулы (17):

[Ft] = 2F0. (18)

Для плоских ремней о = 0,4...0,5: для клиновых о = 0,7...0,8.

Долговечность ремня.

Долговечность ремня определяется в основном его сопротив­лением усталости, которое зависит не только от значений напря­жений, но также и от частоты циклов напряжений, т. е. от числа изгибов ремня в единицу времени. Под влиянием циклического деформирования и сопровождающего его внутреннего трения в ремне возникают усталостные разрушения — трещины, надры­вы. Ремень расслаивается, ткани перетираются. На сопротивле­ние усталости ремня оказывает влияние и высокая температура, которая повышается от внутреннего трения в ремне и скольжения по шкивам. Для уменьшения напряжения изгиба рекомендуется выбирать возможно больший диаметр малого шкива d1, что благоприятно влияет на долговечность, а также и на тяговую способность передачи.

Полный цикл напряжений соответствует одному пробегу рем­ня, при котором четыре раза меняются напряжения. Число пробегов ремня за весь срок работы пе­редачи пропорционально частоте пробегов:

Долговечность ремня определяется в основном его сопротив­лением усталости, которое зависит не только от значений напря­жений, но также и от частоты циклов напряжений, т. е. от числа изгибов ремня в единицу времени. Под влиянием циклического деформирования и сопровождающего его внутреннего трения в ремне возникают усталостные разрушения — трещины, надры­вы. Ремень расслаивается, ткани перетираются. На сопротивле­ние усталости ремня оказывает влияние и высокая температура, которая повышается от внутреннего трения в ремне и скольжения по шкивам. Для уменьшения напряжения изгиба рекомендуется выбирать возможно больший диаметр малого шкива d1, что благоприятно влияет на долговечность, а также и на тяговую способность передачи.

Полный цикл напряжений соответствует одному пробегу рем­ня, при котором четыре раза меняются напряжения. Число пробегов ремня за весь срок работы пе­редачи пропорционально частоте пробегов:

U=v/l<(U) (19)

где и — скорость ремня, м/с; l — длина ремня, м; [U] — допуска­емая частота пробегов,

с-1.

Частота пробегов является скоростным фактором, влияющим на долговечность: чем больше U, тем выше частота циклов, тем меньше срок службы ремня.

В основе создаваемых в настоящее время методов расчета ремней на долговечность лежит уравнение наклонного участка кривой усталости, по которому наибольшее напря­жение в ремне

σmax = C/N1/m, где С и m — постоянные, определяемые экспериментально для каждой конструкции ремня; N — число циклов нагружения за полный срок службы.

Отсутствие достаточных экспериментальных данных пока не позволяет рассчитывать ремни на долговечность, поэтому ограни­чиваются проверкой частоты циклов деформации ремня, которая оценивается частотой пробегов U, а также выбором d1 в реко­мендуемых пределах.

Минимальное значение d1 принимают в случае особой необходимости. Реко­мендуется d1 назначать на один-два номера больше для повыше­ния долговечности ремня.

Практика рекомендует: для плоскоременной пере­дачи [U] < 15 с-1, для клиноременной и поликлиноременной [U] < 30 с-1.

Ремни, рассчитанные по тяговой способности, обладают нор­мальной долговечностью, которая в среднескоростных передачах равна 1000...5000 ч.

Натяжение ремней. К.П.Д. ременных передач.

Натяжение ремней.

Предварительное натяжение ремня F0 является необходимым условием работы ременной передачи. Чем выше F0, тем больше тяговая способность и к. п. д. передачи, но меньше долговечность ремня.

Для создания натяжения ремня конструкция должна допус­кать изменение межосевого расстояния в сторону уменьшения на 0,03 а и в сторону увеличения на 0,06 а, где а — номинальное значение межосевого расстояния.

Натяжение ремня в передачах осуществляется:

1. Устройствами периодического действия, где натяжение
регулируется винтами (рис.10, а) и др.

  1. Устройствами постоянного действия, где натяжение созда­ется грузом, силой тяжести узла или пружиной. К ним относятся натяжные ролики, качающиеся плиты (рис.10, б) и др.

  2. Устройствами, автоматически обеспечивающими регулиро­вание натяжения в зависимости от нагрузки с использованием активных и реактивных сил и моментов, действующих в передаче. Одно из таких устройств показано на рис. 11. Шкив 1 здесь установлен на качающемся рычаге, который является одновре­менно осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение рем­ня (2F0) равно окружной силе на шестерне электродвигателя, а следовательно, пропорционально передаваемому моменту. Эти устройства сравнительно дороги и не получили широкого распро­странения.

К.П.Д. ременных передач

Зависит от потерь на скольжение ремня по шкивам, на внутреннее трение в ремне при изгибе, на сопротивление воздуха движению ремня и шкивов, на трение



в подшипниках. К. п. д. также зависит от степени загруженности передачи. При нормальных условиях работы принимают :

для плоскоременной передачи т) = 0,94...0,96;

для клиноременной и поликлиноременной передачи = 0,88...0,96.



Похожие документы:

  1. Владислав Васильевич "новейший справочник автомобилиста"

    Справочник
    ... дороги, трении шины о дорогу, трении в ... воздуха и гибким боковинам. Но ... зажигания, ремень вентилятора, ремень газораспределительного механизма ... скорости перед закруглением. Понижающую передачу ... виду происшествий не относятся опрокидывания, вызванные ...
  2. Жизнь современного человека немыслима без сложной техники. Даже в своем жилище он окружен множеством приборов и приспособлений, большинство из которых требует п

    Документ
    ... подвергается разрушительному воздействию силы трения. Стиральные машины относятся к достаточно «громким» ... . Команды передаются либо по проводам, уложенным в гибком шланге, ... во вращение электродвигателем через ременную передачу. Пуск и остановка привода ...
  3. 1. Общая классификация строительных машин. Производительность машины и ее категория

    Документ
    ... передается за счет сил трения в парах ведущий шкив – ремень и ремень – ведомый шкив. В ременных передачах ... ременными передачами, в составе которых также имеется гибкая связь, цепные передачи ... автомобилям общего назначения относятся автомобили с открытой ...
  4. Xvi машины, оборудование и механизмы; электротехническое оборудование; их части; звукозаписывающая и звуковоспроизводящая аппаратура, аппаратура для записи и воспроизведения телевизионного изображения и звука, их части и принадлежности

    Документ
    ... значительной мере уменьшить трение. Обычно они устанавливаются ... ременными или зубчатыми передачами, и т.п.; используются для передачи ... т.д. 4. Гибкие валы, которые передают движение от ... передачах. К данной категории относятся также фрикционные передачи. ...
  5. Программа итоговой государственной аттестации Специальность: 0505 03 Технология

    Программа
    ... зацеплен. Червячная передача 112 К какому типу относится приведенная цевочная передача? Передача трением Передача зацеплением Передача скольжением КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ...

Другие похожие документы..