Шгн. Лекция 08. Ременные передачи
 Скачать 1.17 Mb.
|
|
Клиноременная передача. Основные геометрические соотношения и конструкции Ременную передачу с параллельными осями, приводной ремень которой имеет клиновую форму поперечного сечения, называют клиноременной см. рис, б и 7). Клиноременную передачу выполняют только открытой. Клиновые ремни стандартизованы по сечению и длине. Рис. Механизм с клиноременной передачей Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива. Число клиновых ремней часто принимают от трех до пяти (максимально восемь ремней, но передача может быть и с одним ремнем. Форму канавки шкива проектируют так, чтобы между шкивом и ремнем постоянно был гарантированный радиальный зазор 8 (рис, I). Рабочие поверхности — это боковые стороны ремня, поэтому клиновый ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра шкива. Клиноременные передачи в машиностроении применяют чаще, чем плоскоременные. Однако скорость этой передачи не должна превышать 30 мс, так как при v > 30 мс клиновые ремни начинают вибрировать. Оптимальная окружная скорость, при которой передача работает устойчиво, v = 5-25 мс. Рис. Установка клинового ремня на шкиве Передаточное число для одноступенчатой клиноременной передачи <8. Достоинства клиноременной передачи по сравнению с плоскоременной: - возможность передачи большей мощности - допустимость меньшего межосевого расстояния а - возможность меньшего угла обхвата , на малом шкиве (см. рис. Недостатки - большая жесткость и, как следствие, — меньший срок службы ремня - необходимость особых приемов при надевании ремня - зависимость размеров проектируемой передачи от подобранного (по таблице регламентированных длин) ремня - большая стоимость эксплуатации передачи при вытяжке (ремни не ремонтируются - большая трудоемкость изготовления шкивов - несколько пониженный КПД. Ремни для клиноременных передач. Основное распространение получили ремни трапециевидного сечения (риса, б) с углом профиля = 40+ 1 0 Рис. Конструкции клиновых ремней а — кордшнуровой; б — кордтканевый; в — поликлиновой Замкнутые бесшовные ремни изготовляют методом вулканизации в пресс-формах. Трапециевидная (клиновая) форма ремня увеличивает его сцепление со шкивом примерно в 3 раза по сравнению с плоским ремнем, но вследствие большой высоты ремня эта форма неблагоприятна. Передача имеет более низкий КПД. Эти недостатки отчасти компенсируются тем, что ремень изготовляют из материала с малым модулем упругости из резины, а несущие кордовые слои имеют наибольшую толщину и располагаются около нейтральной плоскости ремня. Промышленность выпускает клиновые ремни двух типов кордшнуровые (риса) и кордтканевые (рис, б. Различаются они тем, что основной несущий слой у первого состоит из одного ряда толстых кордовых шнуров 1, ау второго — из нескольких рядов кордовой ткани 1. В верхней и нижней частях сечения (в зонах растяжения и сжатия) ремень заполнен резиной 2, а снаружи в несколько слоев обмотан прорезиненной тканью — обертка 3. Большую гибкость и нагрузочную способность имеют кордошнуровые ремни, у которых верхний растягиваемый слой состоит из одного ряда анидных шнуров (намотанных по винтовой линии, заключенных в слой мягкой резины. В СНГ клиновые резино-тканевые приводные ремни выпускают семи типов О, А, В(Б), СВ, Д(Г), И(Д), ЕО(Е). Для каждого типа (сечения ремня) в таблицах указываются размеры сечения, площадь сечения, длина, минимальный диаметр шкива, допускаемая нагрузка и вес. Кроме ГОСТа существует еще, отличающийся от него, сортамент ремней для автотракторной промышленности. Размеры ремня (см. риса ширина большого основания ремня о расчетная ширина ремня р, высота ремня h; длина ремня L — стандартизованы (табл. Таблица 3. Клиновые ремни Сечение ремня Размеры сечения, мм (см. риса А, мм 2 Натяжение 2F 0 , H Рекомендуемая длина ремня L, мм р О) 10 8,5 6 47 11 400-2500 АИ В(Б) 17 14 10,5 138 30 800-6300 СВ) 22 19 13,5 230 75 1800-10 600 Д(Г) 32 27 19 476 140 3150-15 000 И(Д) 38 32 23,5 692 180 4500-18 000 EО(Е) 50 42 30 1170 290 6300-18 000 Стандартный ряд предпочтительных расчетных данных длин L, мм 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1200; 1250; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000. Разновидности клиноременных передач. На рис показана разновидность клиновидного ремня. Материалы клиновых ремней в основном те же, что и для плоских. Выполняются прорезиненные ремни с тканевой обёрткой для большего трения, кордотканевые (многослойный корд) и кордошнуровые ремни (шнур, намотанный по винтовой линии, ремни с несущим слоем из двух канатиков. Иногда для уменьшения изгибных напряжений применяют гофры на внутренней и наружных поверхностях ремня. Клиновые ремни выпускают бесконечными (кольца. Кордшнуровые или кордтканевые гофрированные ремни применяют в передачах с малыми диаметрами шкивов. Для увеличения эластичности иногда применяют ремни с гофрами на внутренней и наружной поверхностях. Ременные передачи с зубчатыми ремнями способны передать большие мощность и окружную скорость (v до 70 мс) при постоянном передаточном числе без проскальзывания и до 15) (см. рис, д Рис. Клиновой ремень с гофрами на внутренней поверхности В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала. Временных передачах специального назначения находят применение - поликлиновые ремни (см. рис, в, выполненные из плоского ремня с высокопрочным кордшнуром (вискоза, лавсан, стекловолокно) и продольными клиньями. Поликлиновые ремни выпускают трех типов КЛ, М табл. При одинаковой передаваемой мощности ширина поликлиновых ремней в 1,5—2 раза меньше ширины клиновых ремней. Благодаря высокой гибкости допускается применение шкивов меньшего диаметра, чем в обычной клиноременной передаче, большая быстроходность (до 40 – 50 мс) и большие передаточные отношения. Недостаток — передачи с поликлиновыми ремнями чувствительны к отклонениям от параллельности валов и осевому смещению шкивов. Таблица 4. Размеры поликлиновых ремней Обозначение сечения Размеры сечения, мм (см. рис, в Расчетная длина L, мм Число клиньев z Р Н h b рекомендуемое допускаемое КЛ М 9,5 16,7 10,35 3,5 2000-4000 2-20 | 50 - зубчатые ремни (см. рис, д, изготовленные из армированного стальным канатом неопрена, полиуретана, стекловолокна или полиамидного шнура. Эти ремни способны передавать вращающий момент при условии постоянства передаточного числа (проскальзывание ремня исключено) с высокими окружными скоростями до 80 мс их применяют в кинематических механизмах станков. Рис.11.Конструкции шкивов клиновых и поликлиновых передача шкив клиновой передачи (количество ремней — 3); б — шкив поликлиновой передачи Шкивы клиноременных передач. В отличие от рассмотренных шкивов плоскоременных передач рабочей поверхностью клиноременных шкивов являются боковые стороны клиновых канавок (риса. Размеры и углы профиля канавок, толщину обода шкива принимают стандартными (табл) в зависимости от типа ремня. Рабочую поверхность канавок желательно полировать, шкивы должны быть хорошо сбалансированы. Для поликлиновых ремней рабочей поверхностью шкива (рис, б) являются боковые стороны клиновых канавок в ободе шкива. Таблица 5. Размеры клиноременных шкивов, мм (см. риса Сечение ремня Н t К Расчетные размеры D шкивов при 34° 36° 38° 40° О) 2,5 10 12 8 5,5 63-71 80-100 112-160 180-450 А 3,5 12,5 16 10 6 90-122 125-160 180-400 450-560 В(Б) 5 16 20 12,5 7,5 125-160 180-224 250-500 560-710 СВ) 6 21 26 17 10 200 224-315 355-630 710-1000 Д(Г) 8,5 28,5 37,5 24 12 — 315-450 500-900 1000-1250 Д) 10 34 44,5 29 15 — 500-560 630-1120 1250-1600 EО(Е) 12,5 43 58 38 18 — — 800-1400 Св Шкивы изготовляют литыми, сварными или штампованными из чугуна СЧ ( < 30 мс, модифицированного чугуна и стали Л ( < 45 мс, алюминиевых сплавов ( < 80 мс, из легированной стали. Известны сборные шкивы из стальных тарелок. Быстроходные шкивы требуют балансировки. Расчет основных геометрических параметров передачи 1. Межосевое расстояние а см. рис) для клиноременных передач определяют по аналогии с плоскоременной передачей см. формулу (1)]. Для нормальной работы клиноременной передачи рекомендуется принимать (13) где D 1 и D 2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов. Оптимальное межосевое расстояние а от в зависимости от передаточного числа и и диаметра большого шкива следующее a om /D 2 .......1,5 1,22 1 0,95 0,9 0,85 и 2 3 4 5 6 и более 2. Расчетную длину ремня L определяют по формуле (3), после чего округляют до ближайшей большей стандартной длины клинового ремня выбранного типа. Длину ремня определяют по линии, проходящей через нейтральный слой поперечного сечения ремня. 3. Диаметры шкивов D 1 и D 2 . В клиноременнои передаче расчетными диаметрами шкивов являются диаметры, соответствующие окружности расположения нейтрального слоя (см. рис — диаметр D). В отличие от плоскоременной передачи диаметр малого шкива (в данном случае D 1 ) не рассчитывают, а принимают по стандарту. Диаметр большого шкива определяют, учитывая передаточное число по формуле (5). 4. Наружный диаметр шкива определяют по формуле (см. риса) где D — расчетный диаметр шкива п — высота канавки над расчетной шириной ремня. 5. Ширина шкива (см. риса) где z — число ремней в передаче t — расстояние между осями клиновых канавок b 1 — расстояние между осью крайней канавки и ближайшим торцом шкива. Остальные размеры шкивов клиноременных передач рассчитывают как и для шкивов плоскоременных передач. Основы теории расчета ременных передач. Силы и напряжения в ремнях, кривые скольжения и допускаемые полезные напряжения Силы натяжения в ветвях ремня (F o , F x , F 2 ). Для создания необходимого трения между ремнем и ободом шкива ремень должен иметь достаточную силу начального натяжения F o . Это достигается предварительным натяжением ремня при монтаже или с помощью подвижной опоры. Чем больше F o , тем выше тяговая способность передачи. Но при большом начальном натяжении ремень получает и большую вытяжку, снижается его долговечность. Поэтому выбирают таким, чтобы ремень мог сохранить это натяжение достаточно длительное время, не получая большой вытяжки. Начальную силу натяжения ремня определяют по формуле F o = А (16) где А — площадь поперечного сечения ремня с — начальное напряжение в ремне. Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одними тем же усилием риса Рис. Усилия в ветвях ремня а — на холостом ходу б — при передаче нагрузки С приложением момента T 1 ведущая ветвь натягивается до значения F 1 , натяжение ведомой ветви уменьшается до рис, б. Силы натяжения F 1 и F 2 , можно определить из условия равновесия шкива (17) Отсюда (18) С учетом того, что окружная силана шкиве (19) получим (20) Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна (независимо оттого, нагружена передача или нетто) Из равенств (20) и (21) следует, что (22) Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки F t , ноне вскрывают способности передавать эту нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером в виде . (23) Решая совместно уравнения (17) и (23) с учетом (21), находим . (24) Формулы (24) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой и факторами трения f и . Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня при котором еще возможна передача заданной нагрузки F t . Если , то начнется буксование ремня. Можно установить по формуле (24), что увеличение значений f и благоприятно сказывается на работе передачи. Эти выводы принимаются за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом. Впервой передаче использован принцип искусственного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй – увеличивают угол обхвата установкой натяжного ролика. При обегании ремнем шкивов возникают центробежные силы F v , которые отбрасывают ремень от шкива (25) где — плотность материала ремня, кг/м 3 ; А = bδ — площадь сечения ремнями окружная скорость, мс. С учетом центробежной силы натяжения определяют последующим формулам для холостого хода (26) для ведущей ветви (27) для ведомой ветви (28) Натяжение ослабляет полезное действие предварительного натяжения F o . Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи. Как показывает практика, влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно только при больших скоростях v > 20 мс. Нагрузка на валы и опоры F s . Силы натяжения ветвей ремня Риза исключением силы F v ) передаются на валы и опоры. Рассматривая параллелограмм сил (см. рис, б, находят равнодействующую сил (29) где — угол между ветвями ремня. Поставим в выражение (29) вместо (F 1 + F 2 ) величину см. формулу (21)]; получим (30) Выражение (30) можно преобразовать через окружную силу F r . В этом случае можно считать, что для прорезиненных и кожаных ремней F s >>2,5F t ); для хлопчатобумажных F s >>3F t ); для шерстяных F s >> 4F t ). Таким образом, нагрузка на валы в 2,5—4 раза превышает окружную силу F t , что является недостатком ременных передач. Напряжения в ремне. При работе ременной передачи напряжения в различных сечениях по длине ремня неодинаковы. Изобразим эти напряжения отрезками соответствующей длины, проведя их перпендикулярно поверхности ремня. Получим эпюру суммарных напряжений (рис. Рис. Напряжения в поперечных сечениях ремня Различают следующие виды напряжений в ремне. 1. Предварительное напряжение , определяемое в зависимости от силы начального натяжения σ 0 =F 0 /A, (31) где А — площадь поперечного сечения ремня. Для стандартных ремней рекомендуется принимать = 1,76 МПа — для плоских ремней = 1,18 - 1,47 МПа — для клиновых. 2. Удельная окружная сила (полезное напряжение) К п . Это напряжение зависит от передаваемой ремнем окружной силы F;. K n =F t /A. (32) Полезное напряжений можно определить и как разность напряжений и : (33) где и — напряжения в ведущей и ведомой ветвях. По значению К П оценивается тяговая способность ременной передачи. 3. Напряжение изгиба , возникающее в сечениях ремня при огибании шкивов (см. рис) и изменяющееся по пульсирующему циклу. В плоском ремне нейтральный слой проходит посередине толщины ремня. Наружные слои ремня при огибании шкива растягиваются, а внутренние — сжимаются. Приближенно примем, что закон Гука справедлив и для материалов ремней, тогда для растянутой стороны ремня , где s = у тт /р — относительное удлинение волокон. С учетом того, что у тax = 0,5 , ар) (см. рис, б, пренебрегая величиной 8 по сравнению с D 1 ),, получим (34) где Е — модуль продольной упругости материала ремня — толщина ремня D 1 — диаметр огибаемого шкива. В расчетах для плоскоременных передач ограничивается минимально допустимым значением (см. табл. На тяговую способность передачи напряжение изгиба не влияет, но является основной причиной усталостного разрушения ремня. 4. Напряжение от центробежных сил. Это напряжение зависит от силы F v (35) На рис показано, что по всей длине ремня напряжение распределяется равномерно. 5. Наибольшее суммарное напряжение определяется как сумма полезного напряжения, напряжения изгиба в ведущей ветви ( и ) и напряжения от центробежных сил ( ): (36) ( возникает в ремне, вместе его набегания на малый шкив (см. рис. Рассмотренные напряжения в ветвях ремня используются в дальнейшем при расчете ременных передач на тяговую способность, для определения максимального напряжения в ремне и т. п. Следует отметить, что прочность ремня не является достаточным условием, определяющим работоспособность ременной передачи. Желательно, чтобы передача обеспечивала как можно большее значение силы F 1 , при неизменном для данного ремня значении начальной силы натяжения 2F 0 . Скольжение ремня. Как показали экспериментальные исследования, упругое скольжение ремня по шкиву возникает в нормально работающей передаче. Причиной упругого скольжения является неодинаковость натяжения ведущей и ведомой ветвей При обегании ремнем ведущего шкива его натяжение падает, от до причем всегда F 1 > F 2 ); ремень, проходя шкив, укорачивается, вследствие чего возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное явление, но здесь ремень удлиняется, так как натяжение от возрастает до F 1 . Упругое скольжение происходит не по всей длине дуги обхвата ремнем шкива. Установлено, что угол дуги обхвата разделяется на две части — дугу упругого скольжения ( ) и дугу покоя ( ), на которой упругое скольжение отсутствует (см. рис. 13). При перегрузке передачи скольжение происходит по дуге , те. ремень скользит по всей поверхности касания со шкивом. Такой вид скольжения называют буксованием При упругом скольжении скорости по длине ремня неодинаковы. Скорость ремня и окружная скорость шкива совпадают лишь на дуге покоя со стороны набегающей ветви. Это позволяет оценить упругое проскальзывание. Коэффициент упругого скольжения (37) где и - окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы ременной передачи значение = 0,01 ÷ 0,02. Коэффициент тяги и кривые скольжения. В результате исследования кривых скольжения (рис, построенных по опытным данным, установлена связь между полезной нагрузкой (окружной силой F) и предварительным натяжением ремня в зависимости от коэффициента скольжения . Рис. Кривые скольжения и КПД ременной передачи Отношение передаваемой ремнем окружной силы к сумме натяжений его ветвей называют коэффициентом тяги (38) Коэффициент тяги характеризует нагрузочную способность передачи. На этом графике (см. рис) по оси абсцисс отложены значения коэффициента тяги , а по оси ординат — коэффициент скольжения и КПД передачи . На начальном участке кривой скольжения (от 0 до ) наблюдается только упругое скольжение. Линия этого участка приближается к прямой. Здесь значения КПД и падают с уменьшением нагрузки. Дальнейшее увеличение нагрузки (те. увеличение ) приводит к буксованию. В зоне частичного буксования наблюдаются как упругое скольжение, таки буксование. При рабочую нагрузку следует принимать в пределах, которые соответствуют наибольшему значению КПД. Работа в зоне частичного буксования допускается только в момент пуска передачи (те. для кратковременных перегрузок. Работу в зоне частичного буксования допускают только при кратковременных перегрузках, например, в момент запуска двигателя. В этой зоне КПД резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение ремня, а ремень быстро изнашивается. Размер зоны частичного буксования характеризует способность передачи воспринимать кратковременные перегрузки. Для ремней Не более плоских, кожаных и шерстяных прорезиненных хлопчатобумажных клиновых 1,35-1,5 1,15-1,3 1,25-1,4 1,5-1,6 Потери мощности временной передаче складываются из потерь в опорах валов потерь на внутреннее трение в ремне, связанное с периодическим изменением деформаций, ив основном с деформациями изгиба потерь от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов. Все эти потери трудно оценить расчетом, а поэтому КПД передачи определяют экспериментально. При нагрузках, близких к расчетным, среднее значение КПД для плоскоременных передач = 0,97, для клиноременных = 0,96. Допускаемые напряжения в ремне. 1. Допускаемое приведенное полезное напряжение Ко. Из графика на рис видно, что оптимальное значение коэффициента тяги определяет максимальную полезную окружную силу F lmax . При этом условии ременная передача с начальным натяжением может работать без пробуксовки. Из выражения (38) (39) где — оптимальный коэффициент тяги. Если обе части равенства (39) разделить на площадь поперечного сечения ремня А, то получим (40) здесь — допускаемое приведенное полезное напряжение в ремне, соответствующее коэффициенту тяги . Значение Ко сучетом табл можно определить для плоскоременной передачи по формуле где s и — постоянные коэффициенты, зависящие от материала ремня и Для клиноременной передачи К о определяется по табл. Таблица 6. Значения для клиновых ремней Диаметр малого шкива D 1 , мм Тип ремня Ко при = 1,18 МПа при = 1,47 МПа 71 80 Не менее 90 Z(O) 1,42 1,54 1,62 1,59 1,71 1,82 100 112 Не менее 125 А 1,48 1,58 1,67 1,64 1,76 1,87 140 160 Не менее 180 Б) 1,48 1,64 1,71 1,64 1,84 2,01 200 224 250 Не менее 280 СВ) 1,48 1,66 1,80 1,87 1,64 1,85 2,03 2,20 320 360 400 Не менее 450 Г) 1,48 1,69 1,87 1,88 1,64 1,89 2,12 2,20 2. Допускаемое полезное напряжение в ремне К П . Практически значение напряжения Коне постоянно, оно зависит от типа и толщины ремня 5, диаметра малого шкива D 1 , скорости ремня и, предварительного напряжения и режима работы передачи. При проектировании ременных передач используют параметр [К] п (допускаемое полезное напряжение, а не Ко. Экспериментальным путем установлено, что (41) где С а , С р , Со, С — поправочные коэффициенты, значения которых приведены в табл эти коэффициенты учитывают С а — влияние угла обхвата малого шкива С р — режим работы передачи Со вид передачи и расположение ее элементов C v — ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежной силы (скоростной коэффициент. Таблица 7. Коэффициенты С а , С р , Со расчета допускаемого полезного напряжения Коэффициент Условия работы Значения С а - угла обхвата При угле обхвата для плоских (клиновых) ремней 180° 1,00, (1,00) 170° 0,96; (0,98) 160° 0,94; (0,95) 150° 0,91; (0,92) 140° -(0,89) 130° -(0,86) 120° -(0,83) 110° |