Ременные передачи.

лекции:
1. Общие сведения о передачах.
2. Ременные передачи.
Учебная литература:
1. Иванов

М.Н. Детали машин: Учеб. для вузов. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с.
2. Куклин Н.Г. и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. – 5-е изд., перераб. и допол. – М.: Илекса, 1999.- 392 с.
6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии

от первой.

В зависимости от вида передаваемой энергии передачи: механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п.

Механическая передача  устройство (механизм, агрегат), предназначенное для передачи энергии механического движения, как правило, с преобразованием его кинематических и силовых параметров, а иногда и самого вида движения.

Наибольшее распространение в технике получили механические передачи вращательного движения, которым в курсе деталей машин уделено основное внимание (далее под термином передача подразумевается, если это не оговорено особо, именно механическая передача вращательного движения).

движения от входного вала к выходному:
1.1. Передачи зацеплением:
1.1.1. с непосредственным

контактом тел вращения  зубчатые, червячные, винтовые;
1.1.2. с гибкой связью  цепные, зубчато-ременные.
1.2. Фрикционные передачи:
1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные;
1.2.2. с гибкой связью - ременные.
2. По взаимному расположению валов в пространстве:
2.1. с параллельными осями валов  зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные;
2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые;
2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика.
3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплицирующие (повышающие).

(неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным передаточным отношением, изменяемым

или по величине, или по направлению или и то и другое вместе.
5. По подвижности осей и валов: с неподвижными осями валов  рядовые передачи (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами).
6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые.
7. По конструктивному оформлению: закрытые и открытые (бескорпусные).

- Pвх, Pвых;
и их скорости вращения вх, вых или

частоты вращения - nвх и nвых.
Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью  (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом:

и (2.1)

Отношение мощности на выходном валу передачи Pвых (полезной мощности) к мощности Pвх, подведенной к входному валу (затраченной), называют коэффициентом полезного действия (КПД):

(2.2)

Отношение потерянной в механизме (машине) мощности (Pвх - Pвых) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь:

(2.3)

передачи, включающей k последовательно соединенных ступеней, общий КПД равен произведению

КПД отдельных ступеней:
. (2.5)

Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач.
Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам.
усилие, действующее по линии движения на поступательно движущейся детали F=P/v, где P  мощность, подведенная к этой детали, а v  ее скорость;
момент, действующий на каком-либо из валов передачи T=P/, где P  мощность, подведенная к этому валу, а   скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения:

. (2.6)

вала), лежащей на диаметре D этого элемента, будет равна:

. (2.7)


При этом

тангенциальную (окружную или касательную) силу можно вычислить по следующей формуле:

. (2.8)


Передаточное отношение - это отношение скорости входного звена к скорости выходного звена, что для вращательного движения выразится следующим образом:

, (2.9)


где верхний знак (плюс) соответствует одинаковому направлению вращения входного и выходного звеньев (валов), а нижний - встречному.

имеет решающего значения. В таких расчетах используется передаточное число, которое

представляет собой абсолютную величину передаточного отношения:

. (2.10)

В многоступенчатой передаче с последовательным расположением k ступеней (что чаще всего наблюдается в технике) передаточное число и передаточное отношение определяются следующими выражениями:

. (2.11)

Среди множества разнообразных передач вращательного движения достаточно простыми конструктивно (по устройству) являются передачи с гибкой связью, принцип работы которых строится на использовании сил трения или зубчатого зацепления  это ременные передачи.

посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи –

ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма.

Ременные передачи.

Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м).

3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов.
4. Плавность и малошумность работы.
5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня.
6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках.
Недостатки ременных передач:
1. Относительно большие габариты.
2. Малая долговечность ремней.
3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники.
4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня.
5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

1.1 плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника,

рис. 2.1.а);
1.2 клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б);
1.3 поликлиноременные (наружная поверхность ремня плоская, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, в поперечном сечении имющими форму трапеции, рис. 2.1.г);
1.4 круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис. 2.1.в);
1.5 зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов).
2. По взаимному расположению валов и ремня:
2.1 открытая передача – передача с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении (шкивы вращаются в одном направлении);
2.2 перекрестная передача – передача с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях (шкивы вращаются во встречных направлениях);
2.3 полуперекрестная передача – оси валов которой перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90).

с одношкивными валами;
3.2 с двушкивным валом, один из шкивов

которого холостой;
3.3 с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала).
4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем:
двухвальная,
трех-,
четырех- и
многовальная передача.
5. По наличию вспомогательных роликов:
без вспомогательных роликов,
с натяжными роликами;
с направляющими роликами.

расчетные диаметры dр1 и dр2. Угол между ветвями охватывающего шкивы

ремня - 2, а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива) 1. Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит
, (2.12)

Геометрические соотношения в ременной передаче рассмотрим на примере открытой плоскоременной передачи (рис. 2.2). Межосевое расстояние a – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D1 (он, как правило, является ведущим) и D2 (ведомый шкив).

Рис. 2.2. Геометрия открытой ременной передачи.

расчетах допустимым является приближение   sin, то есть

. (2.13)

Используя

это допущение, угол охвата ремнем малого шкива можно представить в следующем виде

(2.14)

в радианной мере, или

(2.15)

в градусах.
Длину ремня при известных названных выше параметрах передачи можно подсчитать по формуле

. (2.16)

Однако, весьма часто ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца известной (стандартной) длины. В этом случае возникает необходимость уточнять межосевое расстояние по заданной длине ремня

ремня  ,

а для клинового – ,

где hp –

высота поперечного сечения ремня (толщина ремня).
В процессе работы передачи ремень обегает ведущий и ведомый шкивы. Долговечность ремня в заданных условиях его работы характеризует отношение Vp / Lp (в системе СИ его размерность– с-1), чем больше величина этого отношения, тем ниже при прочих равных условиях долговечность ремня. Обычно принимают
для плоских ремней  Vp / Lp = (3…5) с-1,
для клиновых  Vp / Lp = (20…30) с-1.

давления между поверхностями трения можно создать только за счет предварительного

натяжения ремня. При неработающей передаче силы натяжения обеих ветвей будут одинаковыми (обозначим их F0, как на рис 2.3,а). В процессе работы

Рис. 2.3. Силы в ременной передаче.

передачи за счет трения ведущего шкива о ремень набегающая на этот шкив ветвь ремня получает дополнительное натяжение (сила F1), а, сбегающая с ведущего шкива, ветвь ремня несколько ослабляется (сила F2, рис. 2.3,б).
Окружное усилие, передающее рабочую нагрузку Ft = F1-F2, но, как для передачи вращения Ft = 2T2/D (см. (2.8)),

а для поступательно движущихся ветвей ремня Ft = P / Vp , где P – мощность передачи, а Vp  средняя скорость движения ремня. Суммарное натяжение ветвей ремня остается неизменным, как в работающей, так и в неработающей передаче, то есть F1+F2=2F0 .

где e – основание натурального логарифма (e  2,7183), f

– коэффициент трения покоя (коэффициент сцепления) между материалами ремня и шкива,  – угол охвата ремнем шкива. Тогда,

, (2.19)

где индексы «1» указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи.
Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги ().

. (2.21)

Оптимальная величина коэффициента тяги:

. (2.22)

Оптимальная величина коэффициента тяги зависит только лишь от конструктивных параметров передачи и качества фрикционной пары материалов ремня и шкива.

в зависимости от того, на какую его ветвь этот элемент

в данный момент времени попадает (поскольку F1>F2). Изменение длины этой элементарной части ремня может происходить только в процессе ее движения по шкивам. При этом, проходя по ведущему шкиву (при переходе с ведущей ветви на свободную), эта элементарная часть укорачивается, а при движении по ведомому шкиву (переходя со свободной ветви ремня на его ведущую ветвь) – удлиняется. Изменение длины части ремня, соприкасающейся с поверхностью шкива, возможно только с её частичным проскальзыванием. Следовательно:
1) работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна.;
2) скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно, различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов.
Окружная скорость рабочей поверхности ведущего шкива больше окружной скорости на поверхности ведомого шкива (V1 > V2).
Отношение разности между окружными скоростями на рабочей поверхности ведущего и ведомого шкивов к скорости ведущего шкива называют коэффициентом скольжения передачи ().

, (2.23)

шкивам.
Передаточное число ременной передачи, представленное через ее конструктивные параметры:

. (2.24)
Тяговая способность

и долговечность ремня являются основными критериями работоспособности ременной передачи. Её проектный расчет обычно выполняется по тяговой способности, а расчет долговечности при этом является проверочным.

Рис. 2.4. Кривые скольжения и КПД.

Поведение ременной передачи характеризует график рис. 2.4. На нем выявляются 3 зоны:
1 зона упругого скольжения (0    0;  меняется линейно);
2 зона частичного буксования (0max,  быстро нарастает);
3 зона полного буксования (max скольжение полное).

нагрузки, от изгиба вокруг шкива, от действия центробежных сил при

обегании шкива.
напряжения растяжения от рабочей нагрузки

; (2.25)

напряжения изгиба

; (2.26)

напряжения от действия центробежных сил

; (2.29)

где   средняя плотность материала ремня, а Vр – средняя скорость движения ремня, обегающего шкив.
На внешней стороне ремня все три вида названных напряжений являются растягивающими и потому суммируются. Таким образом, максимальные растягивающие напряжения в ремне

. (2.31)

ремни имеют трапециевидное поперечное сечение, а поликлиновые – выполненную в

форме клина рабочую часть (рис. 2.5). Угол клина для обоих видов ремней одинаков и составляет 40. На шкивах такой передачи выполняются канавки, соответствующие сечению рабочей части ремня и называемые ручьями. Профили ремней и ручьёв шкивов контактируют только по боковым (рабочим) поверхностям (рис. 2.6).

Рис. 2.6. Расположение клинового ремня в ручье шкива.

Рис. 2.5. сечения клинового (а, б) и поликлинового (в) ремней.

1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального сечения (Z, A, B,

C, D, E, E0), у которых b0/h1,6, и 4 – узкого сечения (YZ, YA, YB, YC), у которых b0/h1,25. Ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца, поэтому их длины тоже стандартизованы.
Таким образом, ремень со шкивом образуют клиновую кинематическую пару, для которой приведенный коэффициент трения f* выражается зависимостью

, (2.36)

где f – коэффициент трения между контактирующими поверхностями ремня и шкива, а   угол между боковыми рабочими поверхностями ремня. При  = 40 получаем, что f* = 2,92 f, то есть при одном и том же диаметре ведущего шкива несущая способность клиноременной передачи будет примерно втрое выше в сравнении с плоскоременной.
Проектный расчет клиноременных передач выполняется достаточно просто методом подбора, поскольку в стандартах указывается мощность, передаваемая одним ремнем при определенном расчетном диаметре меньшего шкива и известной средней скорости ремня или частоте вращения шкива.