Главная

Раздел 12. Ременные передачи.

Содержание

Устройство и назначение

Классификация ременных передач

Область применения

Достоинства и недостатки ременных передач

Устройства для натяжения ремня

Плоскоременная передача. Конструкция и основные геометрические соотношения

Материалы плоскоременных передач

Конструкции ремней для плоскоременных передач

Соединение ремней

Конструкции шкивов плоскоременных передач

Геометрия передачи, кинематические соотношения и КПД плоскоременной передачи

Клиноременная передача. Основные геометрические соотношения и конструкции

Достоинства и недостатки клиноременных передач

Ремни для клиноременных передач

Разновидности клиноременных передач

Основы теории расчета ременных передач. Силы и напряжения в ремнях, кривые скольжения и допускаемые полезные напряжения

Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи

Последовательность проектировочного расчета плоскоременных передач

Расчет клиноременной передачи на тяговую способность и долговечность

Последовательность проектировочного расчета клиноременной и поликлиновой передачи

Передачи зубчатым ремнем

Расчет передачи зубчатым ремнем

Шкивы передач зубчатым ремнем

Ременные вариаторы

Рекомендации по конструированию ременных передач

Вопросы для самопроверки

Задачи для самостоятельного решения

Устройство и назначение

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их бесконечного ремня, надетого с натяжением. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами. Ведущий шкив силами трения, возникающими на поверхности контакта шкива с ремнем вследствие его натяжения, приводит ремень в движение. Ремень в свою очередь заставляет вращаться ведомый шкив. Таким образом, мощность передается с ведущего шкива на ведомый. С увеличением угла обхвата шкива ремнем, натяжения ремня и коэффициента трения возрастает возможность передачи большей нагрузки. Ременная передача предназначена для передачи энергии от ведущего вала О₁ к ведомому О₂ (рис. 1,а) с изменением или без изменения значения угловой скорости. На рис. 1,б. показана схема ременной передачи, состоящей из ведущего шкива О₁ и четырех ведомых шкивов (О₂, О₃, О₄, О₅).

Ременные передачи могут надежно работать в относительно широком диапазоне передаваемых мощностей P (от 0,1 кВт до 50 кВт), скоростей v (до 100 м/с), передаточных отношений i (до 8), межосевых расстояний (до 15 м), имеют КПД = 0,92...0,97.

а) б)

Рис. 1. Конструкция ременной передачи

Классификация ременных передач

Ременные передачи классифицируют по следующим признакам.

1. По форме сечения ремня:

- плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис.2, а);

- клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции, рис.2, б);

- круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис.2, в);

- с зубчатыми ремнями (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов, рис.2, д);

- с поликлиновыми ремнями (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции, рис.2, г).

Рис.2. Типы ремней ременных передач: а — плоский ремень; б — клиновый ремень;

в — круглый ремень; г — поликлиновый ремень; д — зубчатый ремень

Рис.3. Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в — полуперекрестная передача (со скрещивающимися валами);

г — угловая передача (с направляющим роликом); д — передача с нажимным роликом; е — передача со ступенчатым шкивом

2. По взаимному расположению осей валов:

- с параллельными осями (см. рис.3, а, б);

- с пересекающимися осями — угловые (см. рис.3, г);

- со скрещивающимися осями (см. рис.3, в).

3. По направлению вращения шкива:

- с одинаковым направлением (открытые и полуоткрытые) (см. рис.3, а);

- с противоположными направлениями (перекрестные) (см. рис.3, б).

4. По способу создания натяжения ремня:

- простые (см. рис.3, а);

- с нажимным роликом (см. рис.3, д);

- с натяжным устройством (см. рис.3.3).

5. По конструкции шкивов:

- с однорядными шкивами (см. рис.3, а—д);

- с двухшкивным валом, один из шкивов которого холостой;

- со ступенчатыми шкивами для изменения передаточного числа (см. рис.3, е).

6. По количеству валов, охватываемых одним ремнем:

- двухвальная передача;

- трехвальная передача;

- четырехвальная передача;

- многовальная передача.

7. По виду тягового (основного несущего) слоя (корда), располагающегося примерно по центру тяжести поперечного сечения ремня, различают

- кордотканевые ремни (рис.3.1,а)

- кордошнуровые ремни (рис.3.1,б).

Рис.3.1

Корд выполняют из химических волокон: вискозы, лавсана, стекловолокна и т.д.

В кордотканевых ремнях корд выполнен в виде нескольких (2…5) слоев кордткани с основой из скрученных шнуров и тонких редких нитей утка, который лишь предохраняет корд от рассыпания в процессе прорезинивания.

В кордошнуровых ремнях корд состоит из одного слоя высокопрочного кордшнура диаметром (1,6…1,7) мм, намотанного по винтовой линии. Кордошнуровые ремни, наиболее гибкие и долговечные, в настоящее время все больше вытесняют кордотканевые ремни.

Область применения

Ременные передачи относится к механическим передачам трения с гибкой связью и применяют в случае если необходимо передать нагрузку между валами, которые расположены на значительных расстояниях и при отсутствии строгих требований к передаточному отношению. Несмотря на перечисленные недостатки, ременные передачи в промышленности и народном хозяйстве занимают второе место после зубчатых.

Ремни должны обладать достаточно высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения при движении по шкиву и высокую износостойкость. Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Применение плоскоременных передач ограничено, так как их эксплуатационные свойства хуже, чем ременных передач других видов. Исключение составляют перспективные передачи с пленочными синтетическими ремнями.

Наибольшее распространение в машиностроении находят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двигателях и т. п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых расстояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения несколькими шкивами. Однако при большом числе параллельно работающих клиновых ремней практически невозможно добиться их равномерного нагружения, что обусловлено неизбежной (из-за неточностей изготовления) разностью их длин. В связи с этим рекомендуется применять в одном комплекте не более 4-х ремней.

Удачной попыткой устранения этого недостатка клиновых ремней является изобретение поликлиновых ремней, сочетающих в себе достоинства плоских (монолитность и гибкость) и клиновых ремней (повышенные значения сил трения между рабочими поверхностями ремня и шкива).

При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числа, точности вращения и хорошей тяговой способности рекомендуется устанавливать зубчатые ремни. При этом не требуется большего начального натяжения ремней; опоры могут быть неподвижными. Плоскоременные передачи применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба. Плоские ремни имеют прямоугольное сечение, применяются в машинах, которые должны быть устойчивы к вибрациям (например, высокоточные станки). Плоскоременные передачи в настоящее время применяют сравнительно редко (они вытесняются клиноременными). Теоретически тяговая способность клинового ремня при том же усилии натяжения в 3 раза больше, чем у плоского. Однако относительная прочность клинового ремня по сравнению с плоским несколько меньше (в нем меньше слоев армирующей ткани), поэтому практически тяговая способность клинового ремня приблизительно в два раза выше, чем у плоского. Это свидетельство в пользу клиновых ремней послужило основанием для их широкого распространения, в особенности в последнее время. Клиновые ремни могут передавать вращение на несколько валов одновременно, допускают u_max = 8 – 10 без натяжного ролика.

Круглоременные передачи (как силовые) в машиностроении не применяются. Их используют в основном для маломощных устройств в приборостроении и бытовых механизмах (магнитофоны, радиолы, швейные машины и т. д.).

Передаваемая мощность силовых ременных передач практически достигает 50 кВт, хотя известны плоскоременные передачи мощностью и 1500 кВт. Скорость ремня v = 5 - 30 м/с (в сверхскоростных передачах v = 100 м/с). В механических приводах ременная передача используется чаще всего как понижающая передача. Максимальное передаточное отношение U_max = 5 – 6 для передач без натяжного ролика и U_max = 6 – 10 для передач с натяжным роликом, допускают кратковременную перегрузку до 200%.

Достоинства и недостатки ременных передач

Достоинства:

- возможность расположения ведущего и ведомого шкивов на больших расстояниях (a_max = 12...15 м - плоскими ремнями, a_max ≈ 6 м - клиновыми ремнями) (что важно, например, для сельскохозяйственного машиностроения);

- передаточное отношение i <7 (обычно i<4... 5);

- плавность хода;

- бесшумность работы передачи, обусловленные эластичностью ремня;

- малая чувствительность к толчкам и ударам, а также к перегрузкам, способность пробуксовывать;

- возможность работы с большими угловыми скоростями до 30 м/с (быстроходные плоскоременные передачи специальными цельноткаными бесшовными тонкими и легкими ремнями достигают скорости 50... 60 м/с, а сверхбыстроходные - до 100 м/с);

- предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня;

- пониженные требования к точности взаимного расположения валов передачи;

- возможность работы при высоких оборотах;

- способность самопредохранения (исключая зубчатоременные передачи) от неучтенных перегрузок, благодаря возможности пробуксовки ремня на шкивах;

- простота конструкции

- дешевизна.

Недостатки:

Общие недостатки, присущие всем фрикционным передачам: необходимость обеспечения значительных усилий взаимодействия элементов передачи, нужных для создания требуемых значений сил трения, и неизбежность проскальзывания взаимодействующих элементов - свойственны и фрикционным ременным передачам.

Следствием этих недостатков являются:

- значительные габариты шкивов;

- высокие нагрузки на валы и опоры (подшипники) из-за натяжения ремня;

- невозможность (из-за неизбежного проскальзывания ремня по шкивам) получения точных, неизменных значений передаточных чисел (исключая зубчатоременные передачи);

- невысокие износостойкость и выносливость ремней (невысокая долговечность 1000…5000 часов);

- постепенное вытягивание ремней, их недолговечность;

- необходимость применения в передачах специальных устройств, предназначенных для натяжения ремня, или его перешивок по мере вытягивания в процессе эксплуатации передачи;

- необходимость защиты ремней от попадания на них минеральных масел, бензина, щелочей и т.п.;

- возможность электризации ремней, исключающая использование ременных передач во взрывоопасных средах;

- значительные эксплуатационные расходы, связанные со сравнительно большими потерями на трение (затраты на электроэнергию) и низкой (1000…5000 ч) долговечностью ремней, вызывающей дополнительные затраты на их замену в процессе эксплуатации передачи.

В связи с отмеченными особенностями ременные передачи в основном применяют для передачи вращательного движения между параллельными валами, расположенными на сравнительно большом расстоянии друг от друга, при невысоких (обычно не более 40…50 кВт) значениях передаваемой мощности, передаточных числах U=2…3 и, как правило, для быстроходной ступени привода, так как в этом случае их важнейший недостаток - большие габариты шкивов - оказывает наименьшее влияние на габариты и массу привода в целом. Поэтому для ременных передач наиболее характерна установка ведущего шкива на валу электродвигателя.

Устройства для натяжения ремня

Для нормальной работы передачи необходимо предварительное натяжение ремня, обеспечивающее возникновение сил трения на участках контакта (ремень—шкив). Оно осуществляется: 1) вследствие упругости ремня — укорочением его при сшивке, передвижением одного вала или с помощью нажимного ролика; 2) под действием силы тяжести качающейся системы мы или силы пружины; 3) автоматически, в результате реактивного момента, возникающего на статоре двигателя; 4) с применением специальных натяжных устройств (рис.3, д и рис.3.2). Так как на практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, то ремни с постоянным предварительным натяжением в период недогрузок оказываются излишне натянутыми, что ведет к резкому снижению долговечности. С этих позиций целесообразнее применять третий способ, при котором натяжение меняется в зависимости от нагрузки и срок службы ремня наибольший. Однако автоматическое натяжение в реверсивных передачах с непараллельными осями валов применить нельзя.

Рис.3.2. Регулировка натяжения ремня перемещением двигателя:

1 — ремень; 2 — шкив; 3 — натяжное устройство

Способы регулирования натяжения ремней установки электродвигателя

а) на салазках; б) на шарнирной плите

Рис.3.3. Способы предварительного натяжения приводных ремней

Рис.3.4. Натяжные устройства а) с отклоняющим роликом; б) с оттяжным роликом

Первоначальное натяжение ремня обеспечивают одним из следующих способов:

- периодическим перемещением в процессе эксплуатации ременной передачи одного из её шкивов при помощи передачи “Винт-гайка” (рис. 3.3, а; б);

- автоматическим перемещением одного из шкивов передачи, вызываемым силой тяжести вспомогательных грузов или упругости пружины (рис. 3.3, в);

- перемещением (периодическим или автоматическим, используя дополнительные грузы или пружины) специального натяжного или оттяжного ролика (рис. 3.3, г, рис.3.4, а, б), обычно взаимодействующего с внутренней стороной (что повышает долговечность ремня из-за отсутствия его перегибов в противоположную сторону) ведомой ветви ремня;

- специальными устройствами (рис. 3.3, д), автоматически обеспечивающими в процессе эксплуатации передачи необходимое значение натяжения её ремня в зависимости от конкретного значения внешней нагрузки;

- предварительным упругим растяжением ремня (наименее надежный способ, практически не применяемый в настоящее время).

В ременных передачах со шкивом, расположенным на валу электродвигателя, наибольшее применение получили натяжные устройства, которые предусматривают периодическое (при помощи передачи “Винт-гайка”) перемещение (осуществляемое при профилактических работах, проводимых в процессе эксплуатации передачи) этого шкива вместе с электродвигателем, устанавливаемым в этом случае на салазках (рис. 3.3, а) или поворотной плите (рис. 3.3, б).

В передачах, имеющих шкив, установленный на приводном валу проектируемого изделия, основное применение получили устройства с натяжным роликом (рис. 3.3, г).

Первоначальное усилие натяжения ремня F₀ оказывает значительное влияние на работоспособность фрикционной ременной передачи. Так при заниженном (по сравнению с необходимым) значении усилия F₀ возникает пробуксовка ремня по шкиву, вследствие чего повышается интенсивность изнашивания рабочих поверхностей ремня, снижается КПД передачи, увеличиваются колебания передаточного числа и неравномерность вращения ведомого шкива передачи, а при длительной пробуксовке ремня возможен его перегрев, вызывающий расслаивание ремня и потерю работоспособности передачи. Завышенное значение усилия F₀ резко снижает долговечность ремня, повышает нагрузки, действующие на валы передачи и их подшипники.

В связи с этим контроль величины F₀ для фрикционных ременных передач является весьма актуальным не только при монтаже передачи, но и в процессе её эксплуатации.

Рис.3.5. Схема контроля величины усилия первоначального натяжения ремня

Обычно первоначальное натяжение ремня контролируют путем подвешивания посередине верхней его ветви небольшого (весом F_g =10…50 H, чтобы существенно не изменять натяжение ремня) контрольного грузика и измерения стрелы провисания ветви ремня f под этим грузиком (рис. 3.5).

Измеренное значение стрелы провисания f_изм должно отличаться от ее необходимого значения f не более, чем на ±1,0 мм.

Необходимое значение стрелы провисания ветви ремня f, мм, под контрольным грузом, имеющим вес F_g, находят по следующей зависимости, полученной из разложения сил (рис. 3.5):

где F_g = (10…15)Н - вес контрольного грузика;

a_мон - необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи, мм;

- угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня, град;

F₀ - необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня, Н.

Необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи а_мон определяют исходя из нижеследующих соображений.

При подтягивании ремня винтовым устройством или пружиной необходимое значение упругого удлинения ветви ремня l, мм, которое должно быть создано в процессе подтягивания, составляет:

где l_мон - длина ветви ремня после его натяжения, мм;

l_ном - длина ветви ремня в исходном состоянии передачи, мм;

К_в = 1,2…1,4 - коэффициент запаса натяжения, учитывающий вытягивание ремня: больший - для новых ремней и меньший - для ремней, уже подвергшихся вытягиванию в процессе их эксплуатации;

F₀ - необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня, Н;

Е - модуль продольной упругости материала ремня, МПа (для новых кордотканевых ремней Е =250 МПа, а для кордошнуровых Е =500 МПа; для кордотканевых ремней, уже подвергнутых вытягиванию в процессе их эксплуатации, Е = 400 МПа, а для кордошнуровых в этом случае принимают Е = 600 МПа);

А - площадь поперечного сечения ремня, мм².

В свою очередь, из тригонометрических соотношений вспомогательного прямоугольного треугольника О₁АО₂ (рис. 3.4) имеем

l_мон=a_монcos; l_ном=a_номcos,

где a_мон; a_ном - соответственно монтажное и номинальное межосевые расстояния передачи, мм;

- угол наклона ветви ремня к линии центров передачи О₁О₂, град, (рис. 3.4).

С учетом найденных значений получим:

Откуда искомое значение необходимого монтажного межосевого расстояния передачи составит:

Угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня , град, вычисляется по очевидной зависимости (рис. 3.4)

где - угол наклона к горизонтали линии центров передачи, град;

- угол наклона ветви ремня к линии центров передачи О₁О₂, град.

Угол наклона ветви ремня к линии центров передачи , град, определяют из тригонометрических соотношений вспомогательного прямоугольного треугольника О₁АО₂ (рис. 3.4)

где d_p1; d_p2 - расчётные диаметры соответственно малого и большого шкивов передачи, мм;

a_мон - монтажное межосевое расстояние передачи, мм.

Найденное необходимое значение стрелы провисания верхней ветви ремня f, округлённое до ближайшего меньшего целого числа, должно быть указано в одном из пунктов технических требований, помещаемых на монтажном чертеже передачи, сформулированном по типу: ”Натяжение ремней при окончательном монтаже передачи проводить до обеспечения стрелы провисания верхней ветви ремня под грузом, имеющим вес … Н, в пределах … 1,0 мм”.

В зубчатоременных передачах (в отличие от фрикционных) первоначальное натяжение ремня необходимо только для устранения зазоров в зацеплении ремня со шкивами и обеспечения правильного набегания ремня на шкивы. В связи с этим требуемое значение усилия первоначального натяжения зубчатого ремня F₀ значительно ниже, чем для других видов приводных ремней.

Плоскоременная передача. Конструкция и основные геометрические соотношения

Ременную передачу с параллельными, пересекающимися или скрещивающимися осями с плоским приводным ремнем называют плоскоременной. На рис. 1 показаны варианты плоскоременной передачи. Эта передача проста по конструкции, может работать при весьма высоких скоростях (до 100 м/с) и больших межосевых расстояниях (до 15 м). Вследствие большой эластичности ремня она обладает сравнительно высокой долговечностью. Они требуют шкивов с простейшей формой обода, допускают передачу вращательного движения между валами, как угодно расположенными в пространстве, а вследствие малой толщины плоские ремни обладают наибольшей (по сравнению с другими видами приводных ремней) гибкостью, в связи с чем они испытывают меньшие напряжения изгиба при своем движении по шкивам передачи. Для плоскоременных передач рекомендуется принимать и < 6 (с натяжным роликом — до 10). До появления клиноременной передачи плоскоременная имела преимущественное распространение.

Однако плоскоременные передачи требуют более высокого, чем остальные виды передач, значения усилия первоначального натяжения ремня F₀, необходимого для работы без буксования на шкивах, вследствие чего повышаются нагрузки на валы передачи и их подшипники. Помимо этого, из-за особенностей технологии изготовления значительная часть плоских ремней выпускается не бесконечными (замкнутыми), а в виде лент конечной длины - в рулонах. Поэтому при монтаже плоскоременной передачи концы ремня приходиться соединять друг с другом. Соединение концов ремня в той или иной степени повышает его жесткость и вес в зоне этого соединения, что ухудшает работу ремня на шкивах и значительно снижает его долговечность.

Поэтому плоские ремни в настоящее время получили весьма ограниченное применение (только при необходимости передачи вращения на расстояние свыше 4 м и при скоростях движения ремня свыше 40 м/с).

На практике встречаются самые различные конструкции передач, с плоским ремнем. Рассмотрим наиболее типичные:

- открытая (см. рис. 3, а) — самая простая, надежная и удобная в работе передача; ее применяют при параллельных осях;

- перекрестная (см. рис.3, 6) — используется при необходимости вращения шкивов в противоположных направлениях и параллельных осях. Имеет повышенное изнашивание кромки ремня. Эта передача не находит широкого применения;

- полуперекрестная (см. рис.3, в) — передача для перекрещивающихся осей;

- угловая (рис.3, г) — рекомендуется при пересекающихся осях (преимущественно под углом 90°).

Материалы плоскоременных передач

Общие требования к материалам приводных ремней: износостойкость и прочность при циклических нагрузках; высокий коэффициент трения со шкивами; малый модуль упругости и изгибную жесткость.

Этим условиям удовлетворяют высококачественная кожа и синтетические материалы (резина), армированные белтинговым тканевым (ГОСТ 6982-54), полимерным (капрон, полиамид С-6, каучук СКН-40, латекс) или металлическим кордом. Применяются прорезиненные тканевые ремни (ГОСТ 101-54), слоистые нарезные ремни с резиновыми прослойками, послойно и спирально завёрнутые ремни. В сырых помещениях и агрессивных средах применяют ремни с резиновыми прокладками. На рис. 3.5 приведены конструкции основных типов плоских ремней: резинотканевые (рис. 3.5,а); прорезиненные кордошнуровые (рис.3.5,б); синтетические (рис. 3.5,в).

Шкивы изготовляют из чугуна марки СЧ10, СЧ15, СЧ25 и др. Шкив сварных конструкций изготовляют из стали марок Ст1, Ст2 и др. Для шкивов облегченных конструкций используют алюминиевые сплавы, текстолиты.

Для уменьшения проскальзывания ремня для изготовления шкивов ременной передачи желательно выбрать текстолит. По сравнению с перечисленными материалами в этом случае передача будет иметь большую надежность работы без пробуксовки.

Конструкции ремней для плоскоременных передач

По виду применяемого материала в современном машиностроении получили основное применение тканевые и прорезиненные ремни. В свою очередь, тканевые ремни бывают резинотканевыми и синтетическими (рис.3.6). Размеры и характеристики кожаных, прорезиненных и хлопчатобумажных ремней стандартизованы (табл. 1).

а) б) в)

Рис.3.6. Основные типы плоских ремней: а — резинотканевый ремень; б — прорезиненный кордошнуровый ремень;

в — синтетический ремень

Кожаные ремни изготовляют из кожи животных (кожу подвергают специальному дублению). Эти ремни обладают высокой тяговой способностью, эластичностью и износостойкостью, допускают меньшие диаметры шкивов, хорошо работают при переменных и ударных нагрузках. Однако из-за дефицитности и высокой стоимости в настоящее время их применяют редко, только для особо ответственных конструкций. Кожаные ремни не рекомендуются для эксплуатации в средах с высокой влажностью, с парами кислот и шелочей.

Основа прорезиненного ремня — прочная кордовая провулканизованная крупноплетенная техническая хлопчатобумажная ткань (бельтинг) в 2-9 слоев связанных между собой вулканизированной резиной. Ткань, имеющая больший модуль упругости, чем резина, передает основную часть нагрузки. Резина повышает коэффициент трения, обеспечивает работу ремня как единого целого и защищает ткань от повреждений и истирания во время работы передачи. Вследствие прочности, эластичности, малой чувствительности к влаге и колебаниям температуры прорезиненные ремни широко распространены. В зависимости от варианта укладки тканевой основы перед вулканизацией ремни делят на три типа (рис.4): А — нарезные (ткань нарезается по ширине ремня), кромки защищены специальным водостойким составом, применяются наиболее часто, скорость ремня до 30 м/с; Б — послойно-завернутые, используются для тяжелых условий работы при скоростях до 20 м/с; В — спирально-завернутые изготавливаются, из одного куска бельтинговой ткани без прослоек между прокладками, применяются при малых нагрузках и скоростях до 15 м/с, обеспечивает повышенную износостойкость кромок. Наиболее гибкие ремни типа А, они получили преимущественное распространение. Недостатком этих ремней является разрушающее воздействие на них минеральных масел, бензина, щелочей. Прорезиненные ремни всех типов изготовляют как без резиновых обкладок (для нормальных условий работы), так и с обкладками (для работы в сырых помещениях, а также в среде, насыщенной парами кислот и щелочей).

Текстильные ремни (хлопчатобумажные и шерстяные) (ОСТ/НКТП 3157) изготавливают в несколько слоев из шерстяных и хлопчатобумажных нитей. Пропитываются составом из олифы, порошкового мела и железного сурика. Они менее чувствительны к повышенной температуре, влажности, парам кислот и щелочей, что и определяет их область применения. Изготавливаются конечной ширины от 50 мм до 500 мм, толщиной от 6 мм до 11 мм. Обладают упругостью, хорошо работают при неравномерной и ударной нагрузке. Максимально допустимая скорость V = 30 м/с, предел прочности на разрыв, σ_в = 30 МПа. Ппригодны для работы в атмосфере запыленной, насыщенной парами щелочей, бензина, при резких колебаниях нагрузки, но тяговая способность их сравнительно низкая.

Хлопчатобумажные ремни изготовляют на ткацких станках из хлопчатобумажной пряжи в несколько переплетающихся слоев (четыре-восемь) с последующей пропиткой азокеритом и битумом. Хлопчатобумажные ремни имеют меньшую стоимость, чем прорезиненные.

Шерстяные ремни изготовляют из шерстяной пряжи, переплетенной и прошитой хлопчатобумажной пряжей, пропитанной составом из олифы, мела и железного сурика. Нагрузочная способность этих ремней выше, чем хлопчатобумажных. Находят применение в химической промышленности.

Таблица 1. Основные технические характеристики плоских ремней

Параметры	Кожаные				Прорезиненные				Хлопчатобумажные
					Тип А (рис.4)	Тип Б (рис.4)		Тип В (рис.4)
Ширина ремней b, мм	16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 240; 250; 280; 355; 400; 450; 500; 560				20; 25; 30; 40; 45; 50; 60; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 125; 150; 200; 250; 300; 400; 450; 500; 600; 700; 800; 900; 1000; 1100	20; 25; 30; 40; 45; 50; 200; 250; 300; 375; 400; 425; 450; 500		20; 25; 30; 40; 50; 60; 70; 75; 80; 85; 90; 110; 125; 150; 200; 250; 300; 375; 400; 425; 450; 500	30; 40; 50; 60; 75; 90; 100; 115; 125; 150; 175; 200; 224; 250
Толщина ремня, мм	3-6 (одинарные)				6; 8; 10; 12; 14; 16	3; 4; 5; 6; 7; 5; 9; 10,5; 12; 13,5		2,5; 3,75; 5; 6,25; 7,5; 8,75; 10; 11,25	4,5; 6,5; 8,5
Число прокладок (слоев)	—				3-9	2-9		3-9	4-8
Напряжение начального натяжения σ0, МПа	16	18	20	24	16	18	20	24	16; 18; 20; 24
s	2,7	2,9	3,2	3,6	2,3	2,5	2,7	3,1	2,0; 2,1; 2,3; 2,5; 4; 15; 17; 20
W	33	40	27	30	9	10	11	14
Отношение 𝛿/Dmin: рекомендуемое допускаемое	0,028 0,04				0,025 0,0033				0,025-0,033 0,028-0,04
Наибольшая рекомендуемая скорость	40				30	20		15	25
Плотность, кг/м^3	980				1200-1500				750-1050
Модуль продольной упругости Е, МПа	98,1—147				78,5-118				29,4-59

Примечание: s, w — опытные коэффициенты.

Рис.4. Конструкции плоских ремней

Синтетические тканевые ремни изготавливают из мешковых капроновых тканей просвечивающегося переплетения. Эти ткани пропитывают раствором полиамида С-6 и покрывают пленкой на основе этого полиамида с нитрильным каучуком.

Полиамидные ремни изготавливают из искусственных нитей, полученных путем холодной протяжки из полиамидной смолы или ленты. Ремни из этого материала пригодны для передач с малым межосевым расстоянием и для высокоскоростных передач (V = 70 м/с). Нейлоновый плоский ремень, покрытый каучуковой смесью, показал хорошие результаты работы при (V = 100 м/с). Полиамидные ремни бесшумны и имеют ничтожный износ. Двухслойные ремни из нейлона и хромовой кожи обладают очень большой прочностью и эластичностью. Хромовая: кожа при работе по металлу имеет высокий коэффициент трения. Такие ремни передают в три раза большую мощность на единицу ширины ремня, чем кожаные или хлопчатобумажные.

Широкое распространение получают пленочные ремни из капроновой ткани или саржи с фрикционным покрытием (пленкой). Высокая статическая и усталостная прочность синтетических материалов дала возможность снизить толщину ремня (= 0,41,2 мм), его массу и действие центробежных сил. Это позволило повысить скорость ремня от 2530 (для обычных ремней) до 75150 м/с и одновременно обеспечить большую плавность работы, что особенно важно для современного машиностроения.

Синтетические ремни ввиду их повышенной прочности и долговечности, а также возможности обеспечить достаточно высокое значение коэффициента трения являются наиболее перспективными из тканевых ремней. Эти ремни имеют малую массу и сравнительно высокий коэффициент трения с шкивом (f<< 0,5). Применяются в приводах быстроходных и сверхбыстроходных передач ([v] < 100 м/с).

Однако до сих пор они изготавливаются в ограниченном диапазоне размеров, что сдерживает возможность их более широкого применения.

Примеры условных обозначений ремней:

- ремень резинотканевый шириной b = 50 мм с четырьмя прокладками из ткани Б-800 толщиной δ = 4,5 мм из резины класса В: Ремень 50 - 4- Б-800 - 4,5 - В ГОСТ 23831-79

- ремень сечения В длиной l = 2500 мм с кордтканью: Ремень В 2500 Т ГОСТ 1284.1-80 - ГОСТ 1284.2-80

- ремень сечения Б длиной l = 1800 мм с кордшнуром: Ремень Б 1800 Ш ГОСТ 1284.1-80 - ГОСТ 1284.2-80.

Соединение ремней

Плоские ремни в основном изготовляют в виде длинных лент и поставляют потребителю в рулонах. Перед установкой ремня производят соединение его концов (для получения замкнутой ленты) методом склеивания, сшивания или скрепления металлическими деталями. Соединение концов ремней оказывает большое влияние на работу передачи, особенно при больших скоростях. Выбирая тип соединения следует учитывать рекомендации специальной литературы.

Сшивка — широко доступный метод, приемлемый для любых типов ремней. Сшивку концов ремня встык или внахлестку производят ушивальниками — ремешками из сыромятной кожи. Иногда для сшивки применяют жильные струны (диаметром 1,5-3,0 мм).

Соединение концов ремня

Рис.4.1. Соединение ремней: а) склеивание по косому срезу; б) склеивание по ступенчатой поверхности;

в), г) сшивка встык жильными струнами; д) сшивка проволочными спиралями.

Самый совершенный способ соединения – склеивание, которое производят для однородных ремней по косому срезу (рис.4.1,а), для слоёных по ступенчатой поверхности (рис.4.1,б). Надёжным способом считают сшивку встык жильными струнами (рис.4.1,в, г). Из механических соединений лучшими являются проволочные спирали, которые продеваются в отверстия и после прессования обжимают концы ремней (рис.4.1,д).

Конструкции шкивов плоскоременных передач

Шкив (рис.5, а) состоит из обода 1, спин (или диска) 2 и ступицы 3. Плоскоременные шкивы имеют гладкую рабочую поверхность обода и по стандарту выполняются трех исполнений (рис.5, б).

Для предупреждения спадания плоского ремня со шкивов один из них (чаще больший) выполняют с выпуклым ободом, описанным по дуге, или цилиндрическими с двусторонней конусностью (рис.5, б). Стрелу выпуклости обода шкива h принимают в зависимости от диаметра шкива D и ширины ремня b. Ведущий шкив применяют второго исполнения, ведомый — первого и второго. Шероховатость R_z≤10 мкм.

Рис.5. Конструкции шкивов плоскоременных передач

Рис. 5.1. Шкив плоскоременной передачи

В высокоскоростных передачах (V>40 м/с) на шкивах выполняют кольцевые канавки, которые, как показывает практика, уменьшают «аэродинамический клин» между ремнем и шкивом, ослабляющий сцепление между ними.

Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют до ближайшего значения из ряда R40 (ГОСТ 17383-73*). Чугунные шкивы применяют при скоростях до 3045 м/с. Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски, шкивы больших диаметров – ступицы эллиптического переменного сечения. Стальные сварные шкивы применяют при скоростях 6080 м/с. Шкивы из лёгких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100 м/с.

Допуски на радиальное биение, торцовое биение, цилиндричности, круглости и профиля продольного сечения назначают по 7 степеням точности.

Каждый шкив при его работе со скоростью более 5 м/с должен быть статически отбалансирован.

В заказе на шкивы указывать:

- тип и исполнение шкива,

- наружный диаметр,

- ширину обода,

- диаметр посадочного отверстия,

- предельное отклонение посадочного отверстия.

При большой окружной скорости (v > 20 м/с) оба шкива делают первого исполнения. Основные размеры шкивов регламентированы стандартом; их выбирают по табл.2. При этом ширину обода шкива В (см. рис.5, а) выбирают в зависимости от ширины ремня b (см. рис.4, б).

Шероховатость рабочей поверхности обода Ra ≤ 2,5 мкм. В зависимости от ширины обода определяют стрелу выпуклости по табл. 26. Толщина обода у края s = 0,005d + 3 мм; толщина выступа на внутренней стропе обода для плавного сопряжения его со спинами (высота рифта) е = s + 0,02B.

Шкивы диаметром до 300 мм выполняют обычно без спиц - с диском толщиной s₁≈(0,8÷1)s. Шкивы диаметром до 500 мм выполняют с числом спиц z = 4; при d > 500 мм z = 6. Спицы эллиптического сечения рассчитывают на изгиб; принимают условно, что сила F₁ воспринимается z/3 спицами. Расчетное сечение спиц располагают условно в диаметральной плоскости, проходящей через центр шкива перпендикулярно оси спицы; соотношение осей эллипса a: h = 0,4.

Момент сопротивления одной спицы в условном сечении

Условие прочности

откуда

Размеры осей эллипса в сечении спицы близ обода

a₁=0,8a; h₁=0,8h.

Длина ступицы шкива L = (1,5÷2)d₀ (но рекомендуется не больше ширины обода): наружный диаметр ступицы d_l = (1,8÷2)d₀, где d₀ — диаметр отверстия.

Таблица 2. Размеры плоскоременных шкивов для плоских ремней (рис.5), мм

b		В		b		В
30		40		140		160
40		50		160		180
50		60		180		200
60		70		200		224
70		85		224		250
75		85		250		280
80		100		280		315
85		100		315		355
90		100		355		400
100		112		400		450
112		125		450		500
125		140		500		560
D, мм	Стрела выпуклости обода h при В, мм
	Не более 125	140-160	180-200	224-250	280-315	355	Не менее 400
400 450	—	1,2	1,2	1,2	1,2	1,2	1,2
500 560	—	—	1,5	1,5	1,5	1,5	1,5
630	1,0	—	2,0	2,0	2,0	2,0	2,0
710	—
800	—	1,5	—	—	2,5	2,5	2,5
900	—	—	2,0

Обозначения: D — диаметр шкива; В — ширина шкива; b — ширина ремня.

У шкивов быстроходных передач рабочая поверхность выполняется полированной. При скорости v > 5 м/с шкивы подвергаются статической балансировке, шкивы быстроходных передач — динамической.

Геометрия передачи, кинематические соотношения и КПД плоскоременной передачи

Основные геометрические параметры D₁ и D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов; а — межосевое расстояние; В — ширина шкива; L — длина ремня; α — угол обхвата; β — угол между ветвями ремня (рис.6).

Рис.6. Основные геометрические параметры ременных передач

Углы α₁ и α₂, соответствующие дугам, по которым происходит касание ремня и обода шкива, называют углами обхвата. Перечисленные геометрические параметры являются общими для всех типов ременных передач.

Расчет геометрических параметров.

1. Межосевое расстояние (рсстояние между геометрическими осями валов) определяется коснтрукцией машины или ее привода

где L — расчетная длина ремня; D₁ и D₂ — диаметры ведущего (1) и ведомого (2) шкивов.

Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдаться условие:

при этом а должно быть не более 15 м.

2. Расчетная длина ремня (без учета припуска на соединение концов)

на сшивку добавляют еще 100-300 мм.

3. Диаметр ведущего шкива (малого), мм

где P₁ — мощность на ведущем валу, кВт; — угловая скорость ведущего вала, рад/с.

4. Диаметр ведомого шкива

где и — передаточное число; — коэффициент скольжения.

При диаметре D > 300 мм шкивы изготовляют с четырьмя—шестью спицами. Для шкивов, имеющих отклонения от стандартных размеров, производят расчет на прочность. Обод рассчитывают на прочность как свободно вращающееся кольцо под действием сил инерции; спицы рассчитывают на изгиб.

Допускаемые углы обхвата ременных передач.

Вследствие вытяжки и провисания ремня при эксплуатации углы обхвата измеряются приближенно (в градусах):

В формуле (6) выражение

где — угол между ветвями ремня (для плоскоременной передачи (< 30°)). Угол между ветвями ремня влияет на величину углов обхвата (и ). Рекомендуется принимать также значение диаметров шкивов (D₁ и D₂), чтобы соблюдалось условие

где для плоскоременной передачи = 150°, для клиноременной —= 120°.

Скорости ременных передач.

Окружные скорости на шкивах, м/с:

где D₁ и D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; n₁ и n₂ — частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин^-1.

Окружная скорость на ведомом шкиве v₂ меньше скорости на ведущем v₁ вследствие скольжения:

где — коэффициент скольжения.

где n₂ – частота вращения на холостом ходу; – частота вращения под нагрузкой.

Передаточное число.

В ременной передаче, как и во фрикционной, в результате упругого скольжения ремня окружные скорости не одинаковые. Отсюда передаточное число

где , n₁ — угловая скорость и частота вращения ведущего шкива; , n₂ — то же, ведомого шкива; D₁, D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов; — коэффициент скольжения; T₁, T₂ - крутящие моменты на ведущем и ведомом валах; η – кпд передачи.

Относительная потеря скорости на шкивах характеризуется коэффициентом скольжения; при незначительном значении этого коэффициента ( < 0,02) приближенно имеем

Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения в ременной передаче. При перегрузке дуга покоя уменьшается до 0, ремень начинает скользить по всей поверхности шкива, наступает режим буксования. При этом ведомый шкив останавливается, а КПД передачи равен 0.

КПД ременных передач.

Учитывая потери при работе, КПД передачи определяют из выражения

где — относительные потери, связанные со скольжением на шкивах и вследствие упругости ремня; — относительные потери в опорах; — относительные потери от сопротивления воздуха (учитываются лишь при больших шкивах со спицами).

Если известная мощность P₁ на ведущем шкиве и мощность P₂ на ведомом (уменьшенная за счет потерь), то КПД передачи

для плоскоременной открытой передачи среднее значение КПД 0,96-0,98; для клиноременной передачи 0,95-0,96; для передачи с натяжным роликом 0,95.

Клиноременная передача. Основные геометрические соотношения и конструкции

Ременную передачу с параллельными осями, приводной ремень которой имеет клиновую форму поперечного сечения, называют клиноременной (см. рис.3, б и 7). Клиноременную передачу выполняют только открытой. Клиновые ремни стандартизованы по сечению и длине.

Рис.7. Механизм с клиноременной передачей

Клиновые ремни (рис.7.1) имеют трапециевидное сечение с боковыми рабочими сторонами, соприкасающимися с канавками на шкивах. Благодаря клиновому действию ремни этого типа обладают повышенным сцеплением со шкивами. Это позволяет осуществить передачи с малым межосевым расстоянием, большим передаточным числом и с меньшим давлением на опоры. Работа передачи более спокойна т.к. отсутствует сшивка ремней, что важно при эксплуатации точных механизмов. При их вытяжке регулируется передвижение электродвигателя на салазках. Рекомендуемые угол обхвата малого шкива α = 120°, но передача хорошо работает и при α= 90°.

Максимально допустимая скорость v_max= 35 м/с. Практикой установлено D_min/h = 11 для ремней малых сечений и D_min/h = 27 – для ремней больших сечений. Здесь h – высота профиля клинового ремня. Чем меньше отношение D_min/h, тем ниже КПД. Расчетным диаметром шкива считают диаметр его окружности по нейтральному слою. Кривые скольжения для клиновых ремней аналогичны кривым плоских ремней, но φ₀ для клиновых ремней больше.

Рассмотрим малый участок ремня длиной dl, для этого участка силу натяжения можно приближенно принять постоянной. Из рис. 7.1 следует, что сила dF_n, нормальная к поверхности канавки шкива, значительно больше силы натяжения dF:

тогда сила трения

Таким образом, клиновые ремни при том же натяжении обеспечивают примерно втрое большую силу трения по сравнению с плоскими ремнями. Последнее обстоятельство позволяет использовать клиновой ремень для передачи вращательного движения от одного ведущего нескольким ведомым шкивам (например, в автомобильных ДВС используется ременный привод одним ремнем водяной помпы в системе охлаждения, электрогенератора и вентилятора). Однако из-за большой высоты сечения в клиновых ремнях возникают значительные напряжения при изгибе ремня на шкивах. Эти напряжения являются переменными и вызывают усталостное разрушение ремня.

Рис.7.1

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. Однако при большом числе параллельно работающих клиновых ремней практически невозможно добиться их равномерного нагружения, что обусловлено неизбежной (из-за неточностей изготовления) разностью их длин. В связи с этим рекомендуется применять в одном комплекте не более 4-х ремней.

Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (для вариаторов). Узкие ремни допускают большее натяжение и более высокие скорости (до 40 м/с), передают в 1,5—2 раза большую мощность по сравнению с ремнями нормального сечения. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими.

Удачной попыткой устранения этого недостатка клиновых ремней является изобретение поликлиновых ремней, сочетающих в себе достоинства плоских (монолитность и гибкость) и клиновых ремней (повышенные значения сил трения между рабочими поверхностями ремня и шкива).

Из приводных ремней основное применение в настоящее время получили клиновые кордошнуровые ремни нормальных сечений, размеры которых регламентирует ГОСТ 1284.1 - 89. Это обусловлено тем, что, несмотря на наличие у других типов ремней несомненных преимуществ, узкие клиновые, поликлиновые и зубчатые ремни до сих пор выпускают в ограниченном количестве.

В связи с этим в условиях единичного, мелкосерийного и даже среднесерийного типов производства ременных передач, к точности вращения валов которых не предъявляются особые требования, необходимо применять клиновые кордошнуровые ремни нормального сечения.

В условиях крупносерийного или массового типов производства ременных передач, к габаритам которых не предъявляют особых требований, рекомендуются к использованию узкие клиновые ремни, а при наличии таких требований – поликлиновые.

При наличии особых требований к точности вращения валов проектируемого изделия необходимо (независимо от типа производства) применять зубчатые ремни.

Форму канавки шкива, называемой ручьями, проектируют так, чтобы между шкивом и ремнем постоянно был гарантированный радиальный зазор δ (рис.8, 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 м/с, так как при v > 30 м/с клиновые ремни начинают вибрировать. Оптимальная окружная скорость, при которой передача работает устойчиво, v = 5-25 м/с.

Рис.8. Установка клинового ремня на шкиве

Передаточное число для одноступенчатой клиноременной передачи u<8.

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.

Достоинства и недостатки клиноременных передач

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.1).

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 (рис.9, а, б) с углом профиля φ= 40°.

Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (для вариаторов). Узкие ремни допускают большее натяжение и более высокие скорости (до 40 м/с), передают в 1,5-2 раза большую мощность по сравнению с ремнями нормального сечения. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими. Ремни выпускают различными по площади поперечного сечения и по несколько штук в одном комплекте. Это позволяет уменьшить диаметральные размеры передачи. Число ремней в комплекте обычно от 2 до 8 и ограничивается неравномерностью распределения передаваемой нагрузки между ремнями.

Рис.9. 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 (рис.9, а) и кордтканевые (рис.9, б). Различаются они тем, что основной несущий слой у первого состоит из одного ряда толстых кордовых шнуров 1, а у 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.

размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального сечения (Z(О), A, B(Б), C(В), D(Г), И(Д), E0(E) (в скобках приведено обозначение сечений в международной системе ISO)), 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 длина тоже стандартизована. 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. рис.9, а): ширина большого основания ремня b_о; расчетная ширина ремня b_р, высота ремня h; длина ремня L — стандартизованы (табл.3).

Таблица 3. Клиновые ремни

Сечение ремня	Размеры сечения, мм (см. рис. 9, а)			А, мм^2	Натяжение 2F0, H	Рекомендуемая длина ремня L, мм
	bр	bp	h
Z(О)	10	8,5	6	47	11	400-2500
А	13	И	8	81	20	560-4000
В(Б)	17	14	10,5	138	30	800-6300
С(В)	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.10 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).

Кордтканевые клиновые ремни состоят из корда – основного несущего слоя, выполненного из химических волокон: вискозы, капрон, лавсана. Корд располагается симметрично относительно нейтрального слоя ремня. Над кордом и под кордом находятся резиновые или резинотканевые слои, называемые слоями растяжения и сжатия. Все это содержится в обертке ремня, представляющей собой несколько слоев прорезиненной ткани.

Кордшнуровые клиновые ремни отличаются от кордтканевых тем, что вместо слоев кордткани предусматривается один слой кордшнура толщиной 1,6–1,7 мм. Эти ремни более гибки и долговечны, применяются при более тяжелых условиях работы.

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 м/с) при постоянном передаточном числе без проскальзывания (и до 15) (см. рис.2, д).

Рис.10. 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.

В ременных передачах специального назначения находят применение:

- поликлиновые ремни (см. рис.9, в). Поликлиновые ремни состоят из плоской и профильной частей. В плоской части размещено несколько слоев прорезиненной ткани и ряд кордшнура из синтетических волокон. Профильная часть, образуемая продольными клиньями, состоит из резины. Обе части свулканизованы в одно целое. Поликлиновые ремни выпускают трех типов: К, Л, М (табл.4). Ремень сечения К применяют вместо клиновых ремней сечений О и А для передачи момента Т₁ ≤ 40 Нм; ремень сечения Л - вместо клиновых ремней А, Б и В для передачи момента Т₁ = 18÷400 Нм; ремень сечения М — вместо клиновых ремней В, Г, Д и Е для передачи момента Т₁ > 130 Нм (где Т₁ – момент на быстроходном валу). Если могут быть применены ремни двух сечений, предпочтение следует отдавать ремню с меньшим сечением.

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 м/с) и большие передаточные отношения. Эти ремни сочетают гибкость плоских ремней и повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней. Недостаток — передачи с поликлиновыми ремнями чувствительны к отклонениям от параллельности валов и осевому смещению шкивов.

В табл. 4 (составлена по РТМ 38-40528-74) приведены размеры сечений поликлиновых ремней, их длины и числа клиньев z. Рекомендуют применять ремни с четным числом клиньев.

Таблица 4. Размеры поликлиновых ремней, мм

φ= 40°
Сечение ремня	t	H	r1		r2		h
К Л М	2,4 4.8 9,5	4,0 9,5 16,7	0,1 0,2 0,4		0,4 0,7 1,0		2,35 4,85 10,35
Примечания. 1. Расчетные длины L ремней: 400, (425), 450, (475), 500, (530), 560, (600), 630, (670), (710), (750), 800, (850), 900, (950), 1000, (1060), 1120, (1180), 1250, (1320), 1400, (1500), 1600, (1700), 1800, (1900), 2000, (2120), 2240, (2360), 2500, (2650), 2800, (3000), 3150, (3350), 3550, (3750), 4000, (4250), 4500, (4750), 5000, (5300), 5600, (6000). В скобках указаны нерекомендуемые длины ремней. 2. Расчетная длина ремней - это длина его на уровне центра расположения кордшнура, находящегося на расстоянии 0,5(H - h) . Разность между расчетной и наружной длиной ремня: 6,3 мм — для ремней сечения К; 15,1 мм — для ремней сечения Л и 21,3 мм — для ремней сечения М. 3. Число клиньев z и диапазон длин L ремней:
Число клиньев		Сечение ремней
		К		Л		М
z рекомендуемое		2 - 36		4 - 20		2 - 20
z предельное		36		50		50
Диапазон длин L		400 - 2000		1250 - 4000		2000 - 6000
4. Пример условного обозначения ремня: 2500 Л 16 РТМ 38-40528-74, где 2500 – расчетная длина, мм, Л- сечение ремня и 16 – число клиньев.

Графики (рис. 10.1-10.3) предназначены для определения необходимого числа клиньев. Исходными данными для расчета передач поликлиновыми ремнями являются передаваемая мощность Р, передаточное отношение i и коэффициент режима работы К_р, значения которого для различных машин приближенно совпадают со значениями коэффициента С_р, для плоскоременных передач.

Рис. 10.1. Номограмма дли определения числа клиньев ноликлинового ремня сечением К

Рис.10.2. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением Л

Рис. 10.3. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением М

Рекомендуемые величины межосевых расстояний а в зависимости от передаточного отношения i:

i ………. 1 2 3 4 5 6 7 и более

a/d₁ …… 1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5

Диаметр меньшего шкива выбирают по следующей приближенной зависимости

и округляют по стандарту (см. табл. 5.1). В этой формуле момент Т₁ - в Нмм, диаметр d₁ — в мм.

Ниже приведены значения начальных натяжений на один клин поликлиновых ремней.

Сечение ремня........................ ……………. К Л М

25₀, Н......................................... ……………. 40-95 110-300 420-1200

- зубчатые ремни (см. рис.3, 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 м/с); их применяют в кинематических механизмах станков.

Шкивы клиноременных передач

В отличие от рассмотренных шкивов плоскоременных передач рабочей поверхностью клиноременных шкивов являются боковые стороны клиновых канавок (рис.11, а).

Рис.11. Конструкции шкивов клиновых и поликлиновых передач:

а — шкив клиновой передачи (количество ремней — 3);

б — шкив поликлиновой передачи

Размеры и углы профиля канавок, толщину обода шкива принимают стандартными (табл.5) в зависимости от типа ремня. Рабочую поверхность канавок желательно полировать, шкивы должны быть хорошо сбалансированы. Для поликлиновых ремней рабочей поверхностью шкива (рис.11, б) являются боковые стороны клиновых канавок в ободе шкива.

Таблица 5. Размеры клиноременных шкивов, мм (см. рис. 11, а)

Сечение ремня		Н	t		К	Расчетные размеры D шкивов при
						34°	36°	38°	40°
Z(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
С(В)	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
E(Д)	10	34	44,5	29	15	—	500-560	630-1120	1250-1600
EО(Е)	12,5	43	58	38	18	—	—	800-1400	Св.1600

Размеры обода шкивов для поликлиновых ремней приведены в табл. 5.1. Там же помещены расчетные диаметры D и указаны наименьшие диаметры шкивов для ремней разных сечений.

Таблица 5.1. Размеры шкивов для поликлиновых ремней, мм

Сечение ремня	t	et	E	r1	r2	s	2D
К Л М	2,4 4,8 9,5	3,30 6,60 13,05	2,35 4,85 10,35	0,3 0,5 0,8	0,2 0,4 0,6	3,5 5,5 10,0	2,0 4,8 7,0
Примечания. 1. Расчетные диаметры D шкивов: 25, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 335, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000. 2. За расчетный диаметр D принимают диаметр окружности на уровне центра расположения кордшнура. Наружный диаметр шкива DH =D — 2∆. 3. Диапазон расчетных диаметров шкивов: 25 — 500 — для ремней сечения К; 80 – 800 — для ремней сечения Л и 180— 1000 — для ремней сечения М.

Шкивы изготовляют литыми, сварными или штампованными из чугуна СЧ15 (v < 30 м/с), модифицированного чугуна и стали 25Л (v < 45 м/с), алюминиевых сплавов (v < 80 м/с), из легированной стали. Известны сборные шкивы из стальных тарелок. Быстроходные шкивы требуют балансировки. Шкивы диаметром до 300-400 мм выполняют преимущественно дисковыми, большего диаметра — со спицами.

Предельные отклонения расчетных диаметров d - по b11.

Предельные отклонения наружных диаметров d_a - по h11.

Неуказанные предельные отклонения размеров обрабатываемых поверхностей: отверстий - по Н14, валов –h14, остальных - по JS15 (js15).

Предельные отклонения угла конусного отверстия — по 6-й степени точности ГОСТ 8908-81.

Предельные отклонения длины ступицы L для шкивов с коническим посадочным отверстием не должны быть более h12.

Допуски на радиальное биение, торцовое биение, цилиндричности, круглости и профиля продольного сечения назначают по 8 степени точности.

Предельные отклонения угла канавки для механически обработанных шкивов не должны быть более:

1° - для ремней сечений Z(O), А(А), В(Б);

30’ - для ремней сечений С(В), D(Г), Е(Д).

Биение конусной рабочей поверхности канавки шкива на каждые 100 мм диаметра шкива, замеренное перпендикулярно образующей конуса, не должно быть более:

0,20 мм - при частоте вращения шкива до 8 рад/с;

0,15 мм - при частоте вращения шкива (8-16) рад/с;

0,10 мм - при частоте вращения шкива более 16 рад/с.

В шкивах со спицами ось шпоночного паза должна совпадать с продольной осью спицы.

На рабочих поверхностях канавок шкивов не должно быть пористости, пузырей, царапин и вмятин после механической обработки.

Дефекты чугунных и стальных шкивов могут быть исправлены газовой сваркой, пайкой медью или компаундом на основе эпоксидных смол, обеспечивающих работоспособность канавок не ниже, чем при пайке медью.

Параметры шероховатости R_a рабочих поверхностей канавок должны быть не более 2,5 мкм по ГОСТ 2789-73.

Каждый шкив при его работе со скоростью более 5 м/с должен быть статически отбалансирован.

В заказе на шкивы указывать:

- тип шкива,

- наружный диаметр,

- ширину обода,

- диаметр посадочного отверстия,

- предельное отклонение посадочного отверстия.

Расчет основных геометрических параметров клиноременной передачи

1. Межосевое расстояние а (см. рис.6) для клиноременных передач определяют по аналогии с плоскоременной передачей [см. формулу (1)]. Для нормальной работы клиноременной передачи рекомендуется принимать:

;

; (13)

где D₁ и D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов.

Оптимальное межосевое расстояние а_от в зависимости от передаточного числа и и диаметра большого шкива D₂ следующее:

a_om/D₂.......1,5 1,22 1 0,95 0,9 0,85

и.................1 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 D₁ и D₂. В клиноременнои передаче расчетными диаметрами шкивов являются диаметры, соответствующие окружности расположения нейтрального слоя (см. рис.8 — диаметр D).

В отличие от плоскоременной передачи диаметр малого шкива (в данном случае D₁) не рассчитывают, а принимают по стандарту. Диаметр большого шкива D₂ определяют, учитывая передаточное число по формуле (5).

4. Наружный диаметр шкива определяют по формуле (см. рис.11, а)

, (14)

где D — расчетный диаметр шкива; h₀ — высота канавки над расчетной шириной ремня.

5. Ширина шкива (см. рис.11, а)

, (15)

где z — число ремней в передаче; t — расстояние между осями клиновых канавок; b₁ — 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, F₁, F₂).

Окружная сила на ведущем шкиве

Расчет ременных передач выполняют по расчетной окружной силе с учетом коэффициента динамической нагрузки k_д и режима работы передачи:

где k_д - коэффициент динамической нагрузки, который принимается k_д =1 при спокойной нагрузке, k_д =1,1 – умеренные колебания нагрузки, k_д =1,25 – значительные колебания нагрузки, k_д =1,5 – ударные нагрузки.

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 F_o выбирают таким, чтобы ремень мог сохранить это натяжение достаточно длительное время, не получая большой вытяжки. Начальную силу натяжения ремня определяют по формуле

где А — площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи либо площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной передачи; — начальное напряжение в ремне.

Начальное напряжение в ремне для плоских стандартных ремней без автоматических натяжных устройств σ₀ = 1,8МПа; с автоматическими натяжными устройствами σ₀ = 2МПа; для клиновых стандартных ремней σ₀ =1,2...1,5МПа; для полиамидных ремней σ₀ = 3...4МПа.

Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одним и тем же усилием F_o (рис. 12, а)

Рис.12. Усилия в ветвях ремня: а — на холостом ходу; б — при передаче нагрузки

С приложением момента T₁ ведущая ветвь натягивается до значения F₁, натяжение ведомой ветви уменьшается до F₂ (рис.12, б). Силы натяжения F₁ и F₂, можно определить из условия равновесия шкива

Отсюда

С учетом того, что окружная сила на шкиве

получим

Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна (независимо от того, нагружена передача или нет), то

Из равенств (20) и (21) следует, что

Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки F_t, но не 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

где f - коэффициент трения покоя между ремнем и шкивом (коэффициент сцепления) (табл.5.1), α - угол обхвата шкива, е – основание натурального логарифма (e≈2,7183).

Среднее значение коэффициента трения для чугунных и стальных шкивов можно принимать: для резинотканевых ремней f =0,35, для кожаных ремней f= 0,22 и для хлопчатобумажных и шерстяных ремней f = 0,3.

При определении сил трения в клиноременной передаче в формулы вместо – коэффициента, трения f надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней

где φ₀ - угол клина ремня φ₀≈40°.

Решая совместно уравнения (17) и (23) с учетом (21), находим:

Величину называют коэффициентом тяги.

Как видно из выражения оптимальная величина коэффициента тяги не зависит ни от передаваемой мощности, ни от предварительного натяжения ремня, а только лишь от свойств фрикционной пары материалов, из которых изготовлены ремень и шкив, и от конструктивных параметров передачи. Численные значения для ремней из различных материалов и угла охвата ремнем стального ведущего шкива, равного 180°, представлены в табл. 5.1.

Таблица 5.1. Коэффициенты сцепления и коэффициент тяги для

некоторых материалов ремней по стальному шкиву

Материал ремня	Коэффициент сцепления f	Оптимальный коэффициент тяги
Кожаные:
растительного дубления	0,25	0,374
минерального дубления	0,4	0,557
Смазанный кожаный ремень	0,23	0,346
Мокрый кожаный ремень	0,36	0,512
Хлопчатобумажные:
цельнотканые	0,22	0,332
шитые	0,20	0,304
Шерстяные	0,35	0,500
Прорезиненные	0,30	0,439

Формулы (24) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой F_t и факторами трения f и . Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня F_o, при котором еще возможна передача заданной нагрузки F_t. Если , то начнется буксование ремня.

Увеличение окружного усилия на ведущем шкиве можно достичь увеличением предварительного натяжения ремня либо повышением коэффициента тяги, который повышается с увеличением угла обхвата и коэффициента трения.

В таблицах со справочными данными по характеристикам ремней указаны их размеры с учетом необходимых коэффициентов тяги.

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. В первой 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:

F_v=ρAv², (25)

где — плотность материала ремня, кг/м³; — площадь сечения ремня, м²; и — окружная скорость, м/с.

С учетом центробежной силы натяжения определяют по следующим формулам для холостого хода:

F₀+F_v; (26)

для ведущей ветви

F₁=F₀+F_t/2+F_v; (27)

для ведомой ветви

F₂=F₀-F_t/2+F_v. (28)

Натяжение F_v 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 м/с.

Нагрузка на валы и опоры F_s.

Силы натяжения ветвей ремня F₁ и F₂, (за исключением силы F_v) передаются на валы и опоры. Рассматривая параллелограмм сил (см. рис.12, б), находят равнодействующую сил

где — угол между ветвями ремня.

Поставим в выражение (29) вместо (F₁ + F₂) величину 2F₀ [см. формулу (21)]; получим

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.13).

Рис.13. Напряжения в поперечных сечениях ремня

Различают следующие виды напряжений в ремне.

1. Предварительное напряжение , определяемое в зависимости от силы начального натяжения:

где А — площадь поперечного сечения ремня.

Для стандартных ремней рекомендуется принимать: 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_t.

Полезное напряжение можно определить и как разность напряжений и :

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.13) 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 а р = 0,5(D₁ + 8) (см. рис.12, б), пренебрегая величиной δ по сравнению с D₁,, получим:

где Е — модуль продольной упругости материала ремня; — толщина ремня; D₁ — диаметр огибаемого шкива.

В расчетах для плоскоременных передач ограничивается минимально допустимым значением (см. табл.1).

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

На рис.13 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 ():

( возникает в ремне, в месте его набегания на малый шкив (см. рис.13)).

Рассмотренные напряжения в ветвях ремня используются в дальнейшем при расчете ременных передач на тяговую способность, для определения максимального напряжения в ремне и т. п.

Анализ реальных передач показывает, что напряжения от изгиба и от действия центробежных сил обычно сравнимы и часто даже превосходят по величине полезное напряжение. При этом следует учитывать, что увеличение напряжения изгиба не способствует повышению тяговой способности передачи, с другой стороны, эти напряжения, периодически меняясь, являются главной причиной усталостного износа ремней.

Следует отметить, что прочность ремня не является достаточным условием, определяющим работоспособность ременной передачи. Желательно, чтобы передача обеспечивала как можно большее значение силы F₁, при неизменном для данного ремня значении начальной силы натяжения 2F₀.

Скольжение в ременной передаче.

Как показано выше сила натяжения ведущей ветви ремня существенно превышает силу натяжения свободной ветви (F₁>F₂). Отсюда следует, что удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в зависимости от того, на какую его ветвь этот элемент в данный момент времени попадает. Изменение 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. Изложенные соображения позволяют сформулировать два важнейших следствия неодинаковой загрузки ведущей и холостой ветвей ремня:

Работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна.

Скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов.

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

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 F₁ до F₂ (причем всегда F₁ > F₂); ремень, проходя шкив, укорачивается, вследствие чего возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное явление, но здесь ремень удлиняется, так как натяжение от F₂ возрастает до F₁.

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 , т.е. 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:

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.14), построенных по опытным данным, установлена связь между полезной нагрузкой (окружной силой F) и предварительным натяжением ремня F_o в зависимости от коэффициента скольжения ε.

Рис.14. Кривые скольжения и КПД ременной передачи

Отношение передаваемой ремнем окружной силы к сумме натяжений его ветвей называют коэффициентом тяги:

Коэффициент тяги характеризует нагрузочную способность передачи. На этом графике (см. рис.14) 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 (т.е. увеличение ) приводит к буксованию. В зоне частичного буксования наблюдаются как упругое скольжение, так и буксование. При достижении коэффициентом тяги величины φ_max наступает полное буксование передачи (ведомый шкив останавливается), величина скольжения становится равной единице, а КПД падает до нулевого значения.

При рабочую нагрузку следует принимать в пределах, которые соответствуют наибольшему значению КПД. Работа в зоне частичного буксования допускается только в момент пуска передачи (т.е. 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.

Численные значения коэффициента тяги зависят от вида ремня, его толщины, диаметра шкивов, скорости и т.д. Однако характер кривой скольжения остается постоянным при любой комбинации перечисленных параметров. Это положение позволило установить общие нормы работоспособности ремня с учетом влияния различных параметров. Так, условия работы ременной передачи считаются нормальными, если

где D_min – наименьший диаметр шкива, h – толщина ремня.

Потери мощности в ременной передаче складываются из потерь в опорах валов; потерь на внутреннее трение в ремне, связанное с периодическим изменением деформаций, и в 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 К_о. Из графика на рис.14 видно, что оптимальное значение коэффициента тяги определяет максимальную полезную окружную силу F_lmax.

При этом условии ременная передача с начальным натяжением F_o может работать без пробуксовки. Из выражения (38)

где — оптимальный коэффициент тяги. Если обе части равенства (39) разделить на площадь поперечного сечения ремня А, то получим

здесь — допускаемое приведенное полезное напряжение в ремне, соответствующее коэффициенту тяги . Значение К_о с учетом табл.1 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.6.

Таблица 6. Значения K₀ для клиновых ремней

Диаметр малого шкива D1, 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	B(Б)	1,48 1,64 1,71	1,64 1,84 2,01
200 224 250 Не менее 280	С(В)	1,48 1,66 1,80 1,87	1,64 1,85 2,03 2,20
320 360 400 Не менее 450	D(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 К_о не постоянно, оно зависит от типа и толщины ремня b, диаметра малого шкива D₁, скорости ремня и, предварительного напряжения и режима работы передачи.

При проектировании ременных передач используют параметр [К]_п (допускаемое полезное напряжение), а не К_о. Экспериментальным путем установлено, что

где С_а, С_р, С_о, С_v — поправочные коэффициенты, значения которых приведены в табл.7; эти коэффициенты учитывают: С_а — влияние угла обхвата малого шкива; С_р — режим работы передачи; С_о — 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, С_о, C_v расчета допускаемого полезного напряжения

Коэффициент	Условия работы	Значения
Са - 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°	-(0,78)
	100°	-(0,74)
	80°	-(0,62)
Ср - режима работы	При нагрузке:
	спокойной	1,0
	с умеренными колебаниями	0,9
	со значительными колебаниями	0,8
	ударной и резко неравномерной	0,7
Со - учитывающий рас- положение осей валов, (перекрестной), полупе- рекрестной передачи	При угле наклона линии центров передачи к горизонту
	0-60°	1,0; (0,9);
	60-80°	0,8; 0,9;
	80-90°	(0,8); 0,7;
		0,8; (0,7);
		0,6
Сv - скоростной для плоских (клиновых) рем- ней	При скорости ремня, (м/с):
	1	1,04; (1,05)
	5	1,03; (1,04)
	10	1,0; (1,0)
	15	0,95; (0,94)
	20	0,88; (0,85)
	25	0,79; (0,74)
	30	0,68; (0,60)

Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи

Всякий приводной ремень должен обладать необходимой тяговой способностью (передавать заданную нагрузку без буксования) и достаточной долговечностью. Тяговая способность ремня обеспечивается надежным сцеплением его со шкивами благодаря высокому коэффициенту трения между ними. Долговечность ремня зависит от величины возникающих в нем напряжений изгиба и от частоты циклов нагружения, зависящей от числа пробегов ремня в единицу времени. Если сцепление недостаточно, возникает буксование передачи, если долговечность ремня мала, требуется частая его замена. Для проведения расчета передачи необходимо определить скорость ремня, силы и напряжения в нем.

Долговечность передачи.

Основной причиной выхода из строя ременной передачи является низкая долговечность ремней.

Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие:

- изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попадания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования;

- перегрев (по тем же причинам) и снижение при этом физико-механических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву;

- усталостное разрушение в результате циклических деформаций (изгиб ремня по пульсирующему циклу при набегании его на шкивы). Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности.

Шкивы — наиболее долговечный элемент ременных передач. Их проектирование с учетом прочности рассмотрено ниже.

Критерии работоспособности ременных передач:

- полное использование тяговой способности ремня при отсутствии буксования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом;

- долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические параметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварийность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надежность работы ременной передачи.

Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность.

Расчет на долговечность производят как проверочный.

Расчет передачи на тяговую способность.

Для обеспечения передачи максимальной полезной окружной силы F_max = F_t, без пробуксовки необходимо, чтобы F_tA = К_о, для приведенных условий работы передачи или F_t/A = [К]_п — для передачи, не ограниченной этими условиями.

Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения [К]_П определяются с учетом табл.1, 6, 7. Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сечения ремня:

где и b — толщина и ширина ремня.

Расчет на долговечность.

В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные напряжения (см. рис.13). При многократном действии переменных напряжений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщины, разрушение элементов несущего слоя и т. п.).

Долговечность ремня в условиях нормальной эксплуатации в основном определяется его сопротивлением усталости, которое зависит от значения максимального переменного напряжения и частоты циклов изменения напряжений, иначе говоря, от числа изгибов ремня в единицу времени. Частоту циклов применения напряжений N удобно выражать через число пробегов ремня в секунду:

где v – скорость ремня; L – длина ремня.

Тогда ,

где Z_ш – число шкивов в передаче; L_h – ресурс ремня, ч.

Следует отметить, что значительное влияние на долговечность ремня оказывает диаметр меньшего шкива, поэтому устанавливаются минимально допустимые диаметры шкивов. При уменьшении диаметра шкива увеличивается напряжение изгиба и резко возрастает температура ремня из-за внутреннего трения.

Ориентировочно долговечность приводных ремней можно обеспечить, ограничив число пробегов ремня в секунду по условию:

где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; v — скорость ремня, м/с; L — длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоременных передач [U] 5 c^-1; для клиновых ремней [U] 15 c^-1; для поликлиновых ремней [U] 30 c^-1.

На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения . В табл.1 для плоскоременных передач приведены рекомендуемые и допустимые значения, при которых практически обеспечивается среднестатистическая долговечность ремня (около 3000—5000 ч).

Последовательность проектировочного расчета плоскоременных передач

Для проектного расчета задают мощность N₁ в кВт, частоту вращения ω₁ в рад/с, передаточное отношение i. Определяют d₁ и d₂, а, тип и размеры ремня (, b, l).

1. В зависимости от заданных условий работы по табл. 1 выбрать тип ремня.

2. По формуле (10) определить диаметр малого шкива Z), его значение следует округлить до ближайшего большего стандартного (см. табл.2).

3. Определить скорость ремня v и сравнивать с допускаемой для выбранного типа ремня (см. табл.1).

Если v > [и], то диаметр шкива D₁ необходимо изменить.

4. Определить диаметр большого шкива D₂ и округлить его значение по табл.2 до ближайшего стандартного.

5. Уточнить передаточное число передачи [формула (10)]. При незначительном отклонении передаточного числа и (до 5%) диаметры шкивов D₁ и D₂ можно не изменять.

6. Назначить межосевое расстояние а в соответствии с требованиями конструкции, но в рекомендуемых пределах [см. формулу (2)].

7. Определить расчетную длину ремня L [формула (3)] и проверить ремень на долговечность, исходя из числа пробегов: U=v/L<[U].

При U> [U] межосевое расстояние а необходимо увеличить.

8. По формуле (6) определить угол обхвата а₁ меньшего шкива. Если а₁< [а], то необходимо увеличить межосевое расстояние а или применить натяжной ролик.

9. Задать отношение, и определить толщину ремня .

По табл.1 следует округлить до ближайшего меньшего стандартного значения.

10. Для выбранного типа ремня определить допускаемое полезное напряжение [К]_П [формула (39)], для чего с учетом табл.1 определяют допускаемое приведенное полезное напряжение К_о, а из табл.7 — поправочные коэффициенты С_а, С_р, С_о, С_v.

11. Рассчитать окружную силу передачи по формуле

12. По окружной силе F_t выбранной толщине ремня δ и допускаемому полезному напряжению [К]_П определить ширину ремня b [формула (40)]. Полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного (см. табл.1).

13. Рассчитать силу предварительного натяжения ремня F_o [формула (16)]. По формуле (7) определить угол , после чего найти нагрузку на валы и опоры F_s [формула (28)].

14. В зависимости от ширины ремня b по табл. 2 выбрать ширину шкива В и определить все размеры ведущего и ведомого шкивов.

Пример 1.

Рассчитать передачу плоским ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя P₁=5,2кВт при n₁ = 2880 мин^-1. Передаточное число ременной передачи u =4,03. Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Угол наклона ливни центров шкивов горизонту = 40⁰.

Решение. 1. Тип ремня. Для ременной передачи принимаем плоский резинотканевый ремень с тремя прокладками (i= 3) из ткани БКНЛ-65, выпускаемый в широком диапазоне ширин.

2. Диаметр меньшего шкива.

а) Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве передачи

T₁= 9550Р₁/n₁=9550·5,2/2880 = 17,24 Нм.

б) Ориентировочное значение диаметра меньшего шкива по формуле (10.15)

.

По стандарту принимаем d₁ = 140 мм.

в) Скорость ремня

v = d₁n₁ /60000 = ·140·2880/60000= 21,1 м/с.

г) Окончательное значение диаметра d₁ меньшего шкива устанавливаем при i= 3 и v < 25 м/с: d₁ = 140 мм.

3. Диаметр большего шкива. При коэффициенте скольжении =0,015

d₂ = ud₁(l –) = 4,03·140(1 - 0,015) = 556 мм.

По стандарту принимаем d₂ = 560 мм.

4. Фактическое передаточное число

u_ф= d₂/[d₁(l –)] = 560/[140·(1 - 0,015)] = 4,06.

5. Расчетная длина L_p ремня. Ориентировочное межосевое расстояние

a>1,5(d₁+d₂) = 1,5·(560 + 140) = 1050 мм.

Тогда длина ремня

L_p = 2a + 0,5 (d₁+d₂)+0,25(d₂ – d₁)²/a =2·1050 + 0,5··(560 + 140) + 0,25·(560- 140)/1050 = 3241 мм.

Принимаем из нормального ряда размеров L_p = 3400 мм.

6. Частота пробегов ремня

U = v/L_p= 21,1/3,4 = 6,2 c^-1,

что допустимо: U < 10 с^-1.

7. Окончательно межосевое расстояние

.

8. Угол обхвата ремнем меньшего шкива

а₁ = 180° - 57⁰(d₂ – d₁)/a = 180° - 57°(560 – 140)/1130 = 158,8°,

что допустимо: а₁ > 150°.

9. Окружная сила, передаваемая ремнем,

F_t = 2·10³T₁/d₁ = 2·10³·17,24/140 = 246 Н.

10. Ширина ремня.

а) Допускаемая приведенная удельная сила: [р]₀ = 3 Н/мм.

б) Поправочные коэффициенты: = 1,0; С_a = 0,94; С_v = 0,86; С_р= 1,1 — при двухсменной работе.

в) Допускаемая удельная сила

[p] = [р]₀С_aС_υ/С_р = 3·1,0·0,94·0,86/1,1 = 2,2 Н/мм.

г) Ширина ремня

b > F_t/(i[p]) = 246/(3·2,2) = 37,2 мм.

Принимаем b = 40 мм .

11. Ширина шкива: В=1,1b+10мм=1,1·40+10=54 мм.

Принимаем В = 53 мм (см. § 27.4).

12. Сила предварительного натяжения ремня. Принимаем способ натяжения ремня — силами упругости. При а=1130мм<2·(d₂+d₁)=2·(560+140)=1400 мм удельная сила предварительного натяжения р₀ = 2 Н/мм. Тогда

F₀ = bip₀ = 40·3·2 = 240 H.

13. Сила, действующая на валы

F_n = 2F₀sin(α₁/2)= 2·240·sin(158,8⁰/2) = 472 Н.

Расчет клиноременной передачи на тяговую способность и долговечность

Виды разрушения ремня и критерии работоспособности клиноременных передач аналогичны таковым для плоскоременной передачи. Методы расчета передачи обоих типов также схожи.

Расчет на тяговую способность заключается в определении требуемого числа клиновых ремней z_кл.р для обеспечения нормальной работоспособности передачи:

где F_t — передаваемая окружная сила, Н; А_о — площадь поперечного сечения клинового ремня, мм² (см. табл.3); [К]_п — допускаемое напряжение в ремне; C_z — коэффициент числа ремней (для двух, трех ремней С_z = 0,95; для четырех—шести С_z = 0,9; более шести С_z = 0,85); [z_кл.р]= 8 — наибольшее число клиновых ремней, обеспечивающее равномерность их нагружения в передаче.

При получении по расчету z_кл.р >[ z_кл.р] необходимо увеличить площадь поперечного сечения ремня, выбрать следующий больший профиль ремня и таким образом снизить число ремней.

Расчет на долговечность. Число пробегов ремня в 1 с

где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; v — скорость ремня, м/с; L — расчетная длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов ремня за 1 с. Для клиновых ремней [U] < 10 (в отдельных случаях [U] = 11 12).

Заводы-изготовители клиновых ремней производят проверку гарантийной наработки Т_о (ч) (табл.8) для ремней, а также условно-расчетной длины L_o. При расчетной длине выбранного клинового ремня L, отличающейся от табличной, гарантийную наработку (ч) для данного ремня определяют по формуле

Т= T₀(L/L₀), (47)

где Т_о — гарантийная наработка ремней условно-расчетной длины L_o, ч (табл. 8); L — расчетная длина выбранного ремня, мм; L_o — условно-расчетная длина ремня, мм (см. табл.8).

Таблица 8. Гарантийный срок службы ремней (для условно расчетной длины L₀)

Тип ремня	Условно-расчетная длина Lo, мм	Гарантийная наработка T0, ч, не менее, для ремней
		кордтканевых	кордшнуровых
Z(О)	1250	200	250
А	1700
В(Б)	2000
С(В)	2500
Д(Г)	3000	250	—
E(Д)	7100
EО(Е)	8500

При вытяжке клиновых ремней до 3% наибольшая гарантийная наработка стандартных клиновых ремней составляет 500 ч.

Последовательность проектировочного расчета клиноременной и поликлиновой передачи

Расчет производят по аналогии с расчетом плоскоременных передач (некоторые изменения, связанные со спецификой клиноременной передачи, излагаются подробнее). Расчет клиноременной передачи следует выполнять в следующем порядке.

1. Предварительно задать скорость ремня (5—25 м/с) и в зависимости от заданных скорости и передаваемой мощности по табл.9 выбрать профиль ремня.

Таблица 9. Выбор типа клинового ремня в зависимости

от передаваемой мощности и скорости ремня

Мощность Р, кВт	Тип ремня при скорости v, м/с
	не более 5	5-10	св. 10
Не более 1	О; А	О; А	О
1-2	О; А; Б	О; А	О; А
2-4	А; Б	О; А; Б	О; А
4-7,5	Б; В	А; Б	А; Б
7,5-15	В	Б; В	Б; В
15-30	—	В	В
30-60	—	Д; Г	В
60-120	—	Д	Д; Г
120-200	—	Д; Е	Д; Г
Св. 200	—	—	Д; Е

Размеры сечения принять по табл.3. Так как заданным условиям задачи мощности Р и скорости v в табл.9 соответствует несколько типов (сечений) ремней, рекомендуется вначале выбрать меньшее сечение и переходить к другим только в случае получения неприемлемо большого числа ремней z_кл.р >[ z_кл.р].

2. В зависимости от выбранного типа клинового ремня по табл. 6.5 принять диаметр малого шкива D₁.

3. По диаметру малого шкива D₁ определить скорость ремня v и сравнить с допускаемой [v] = 25 м/с. Уточнить размер.

4. Определить диаметр большого шкива D₂ и согласовать его значение с приведенными в табл.5.

5. Уточнить передаточное число и.

6. Назначить межосевое расстояние а.

7. По формуле (3) определить расчетную длину L ремня, округлить ее значение до стандартного (см. табл.3), после чего проверить долговечность ремня (ремней) по числу пробегов. При U> [U] выбрать следующее большее значение расчетной длины ремня L (см. табл. 3), удовлетворяющее условию U< [U], после чего уточнить межосевое расстояние а.

8. Определить угол обхвата меньшего шкива. При невыполнении условий следует увеличить межосевое расстояние и соответственно изменить расчетную длину ремня L.

9. Задать напряжение K₀ от предварительного натяжения и для выбранного типа ремня по табл. 6 принять допускаемое приведенное полезное напряжение К_о, по табл.7 — поправочные коэффициенты С_а, С_р, С_о, С_v по формуле (39) определить допускаемое полезное напряжение [К]_П.

10. Рассчитать окружную силу F₁ по формуле (46).

11. По формуле (43) определить требуемое число ремней z_кл.р. При z_кл.р > 8 необходимо по табл.3 изменить выбранный тип ремней на больший профиль и таким образом снизить число ремней.

12. Рассчитать F_o, угол и F_s.

13. Определить все размеры шкивов.

При расчете поликлиновой передачи профиль ремня выбирают в зависимости от передаваемой мощности меньшего шкива Р_х и его угловой скорости (рис.15).

Диаметр D₁ выбирают по табл.10. Число клиньев определяют по формуле

где [z] — допускаемое число клиньев (см. табл. 4);

[Р]_П = [P]₀C_aC_pC₁ C_z — допускаемая мощность, передаваемая одним клином, кВт;

[Р]_о — допускаемая приведенная мощность для одного клина, кВт (см. табл. 6.10);

С_а — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня (см. табл.7); С_р — коэффициент режима работы (см. табл.7); С₁ — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня. Зависимость С, от отношения расчетной длины ремня L к исходной длине Z_o

L/L_o…..0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4

С_а.........0,85 0,91 0,96 1 1,03 1,06

С_г — коэффициент, зависящий от числа клиньев;

при z = 23 С_г = 0,95;

при z = 46 С_г = 0,9;

при z>6 С_г = 0,85.

Рис.15. Номограмма для выбора поликлиновых ремней

Таблица 10. Значения [Р]_о для поликлиновых ремней

Обозначение сечения ремня	Диаметр меньшего шкива D1 мм	[P]0, кВт, при скорости ремня v, м/с
		5	15	25
A (b0 = 710 мм)	40 45 50	0,14 0,155 0,165	0,32 0,36 0,40	0,49 0,53
Л (b0= 1600 мм)	80 90 100	0,39 0,45 0,50	0,79 0,97 1,12	1,30
М (b0 = 2240 мм)	180 200 224	1,45 1,63 1,80	3,02 3,58 4,12	3,18 4,04 4,95

Пример 2.

Рассчитать передачу клиновым ремнем нормального и узкого сечения, а также передачу поликлиновым ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя Р₁=5,2 кВт при п₁ = 2880 мин^-1. Передаточное число передачи u=4,03, Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная. Передача предназначена для эксплуатации в центральных районах страны.

Решение. 1. Выбор сечения ремня. Для передачи мощности Р₁ = 5,2 кВт при n₁=2880 мин^-1 можно принять ремни обычного качества:

а) клиновой ремень нормального сечения А, класс 1;

б) клиновой ремень узкого сечения SPZ, класс I;

в) поликлиновой ремень сечения К.

2. Выбор диаметра d₁ меньшего шкива.

а) Вращающий момент на ведущем валу: Т₁ = 9550Р₁/n₁ = 9550·5,2/2880 = 17,4 Нм.

б) Коэффициент С_p динамичности и режима работы при двухсменной работе: С_р= 1,1. Тогда Р₁’= С_pP₁ = 1,1·5,2 = 5,72 кВт.

в) Диаметр d₁ меньшего шкива выбираем для ремней сечений A, SPZ, К соответственно: d₁ = 100 мм; d₁ = 71 мм; d₁= 80 мм.

Для сравнения расчет передачи выполняем для всех трех типов ремней и результаты сводим в табл. 11.

Таблица 11. Результаты расчета передач клиновыми ремнями

нормального и узкого сечений и поликлиновыми ремнем

Определяемая величина	Результаты для ремней
	А	SPZ	К
Расчетный диаметр d1 меньшего шкива, мм	100	71	80
Высота h ремня, клина, мм	8	8	2,35
Скорость ремня, м/с	15,1	10,7	12,1
Расчетные диаметр d2 большего шкива, мм, при = 0,015	397	282	318
Принимаем d2 мм	400	280	315
Фактическое передаточное число uф	4,06	4	4
Ориентировочное межосевое расстояние а, мм	283	201	220
Длина ремня Lp. мм	1430	1007	1123
Принимаем Lp, мм , из стандартного ряда	1600	1120	1120
Частота пробегов ремня,	9,4	10,6	10,8
Допускаемая частота [U] пробегов ремня, с^-1	20	20	30
Номинальное межосевое расстояние аном мм	378	264	218
Угол обхвата ремнем меньшего шкив град	134,7	134,8	118,6
Минимально допустимый угол обхвата град	110	110	110
Минимальное межосевое расстояние аmin, при 0,98 Lp	360	252	205
Максимальное межосевое расстояние amax при 1,055 Lp	425	297	254
Допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем или одним клином [P]о, кВт	2,07	2,0	0,43
Базовая длина ремня Lо, мм	1700	1600	710
Поправочные коэффициенты:
а) коэффициент Са угла обхвата	0,87	0,87	0,80
б) при Lp /Lо	0,94	0,7	1,58
коэффициент CL длины ремня	0,98	0,93	1,08
в) коэффициент Сu передаточного числа	1,14	1,14	1,14
Допускаемая мощность [Р], передаваемая одним ремнем или одним клином, кВт	1,82	1,67	0,39
Ориентировочное число z ремней или клиньев при Сz = 1	2,85	3,11	13,7
Коэффициент Сz числа клиньев	0,95	0,9	0,85
Число z ремней или клиньев	3	4	16
Допускаемое число [z] ремней пли клиньев	10	10	36
Ширина шкива В, мм	50	53	42
Ресурс ремней Lh, ч при К1 = 2,5 и К2 = 1	5000	5000	—
Сила предварительного натяжения ремней Fо, Н	395	493	459
Сила Fn, Н, действующая на валы	729	910	789

Сравнение результатов расчета показывает, что меньшие размеры имеет передача поликлиновым ремнем.

Передачи зубчатым ремнем

Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах. Передача зубчатым ремнем работает по принципу зацепления (рис. 10.1, а). Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении. Уменьшается влияние угла обхвата (межосевого расстояния) на тяговую способность, что позволяет уменьшить габариты передачи и реализовывать большие передаточные числа.

Достоинства передач зубчатым ремнем.

1. Постоянное передаточное число.

2. Малое межосевое расстояние.

3. Небольшие нагрузки на валы и подшипники.

4. Большое передаточное число (u < 12).

5. Низкий уровень шума и отсутствие динамических нагрузок вследствие эластичности ремня и упругости зубьев.

Недостатки передач зубчатым ремнем.

1. Сравнительно высокая стоимость.

2. Чувствительность к отклонению от параллельности осей валов.

Применение.

Передачу зубчатым ремнем применяют как в высоконагруженных передачах (например, кузнечно-прессовое оборудование), используя ее высокую тяговую способность, так и в передачах точных перемещений (в связи с постоянством передаточного числа): приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппаратура, робототехника и др.

Рис.16

Мощность, передаваемая зубчатым ремнем, до 200 кВт, скорость ремня до 60 м/с, КПД передачи 0,94...0,98.

В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни выпускают двух видов: сборочные и литьевые.

Сборочные ремни состоят из несущего слоя — металлокорда стеклокорда, резины и тканевого покрытия на зубчатой поверхности, свулканизированных в одно целое. Отличаются от литьевых более высоким качеством. Литьевые ремни состоят из металлокорда, резины или полиуретана и не имеют тканевого покрытия. Металлокорд представляет собой стальные тросы диаметром 0,36 или 0,75 мм, стеклокорд — крученые нити диаметром 0,35...1,1 мм из стекловолокна.

Зубья ремня имеют трапецеидальную форму с углом профиля = 50⁰ и 40° (рис. 16, б).

Размеры ремня и параметры передачи зависят от модуля m — основной расчетной характеристики передачи (табл. 12 и 13).

Таблица 12 Зубчатые ремни (выборка). Размеры в мм

Модуль m	p	s	h	Н	t
2 3 4 5 7	6,28 9,42 12.57 15,71 21,99	1,8 3,2 4.4 5,0 8,0	1.5 2,0 2.5 3,5 6,0	3,0 4,0 5,0 6,5 11,0	0,6 0,6 0,8 0,8 0,8

Таблица 13 Основные параметры передач с зубчатым ремнем (выборка)

Модуль m	2	3	4	5	7
Число зубьев шкива zmin zmax Число зубьев ремня zpmin zpmin Ширина ремня b, мм	10 115 40 160 5... 20	10 120 40 160 12,5...50	14 120 48 250 20-100	14 120 48 200 25...100	17 120 56 140 40...125

Примечания. 1. Длину L_p ремня в шагах или число z_p зубьев ремня выбирают из ряда: 45, 48, 50, 53, 56. 60, 63, 67, 71, 75. 80, 85, 90, 100,105, 112, 115, 125, 130,140, 150, 160, 170, 180, 190,200, 210, 220, 235.

2. Расчетная длина ремня в мм: L_p= z_pр.

3. Ширину b ремня выбирают из ряда: 5, 8, 10, 12,5, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 63, 80, 100. 125, 160, 200 мм.

Расчет передачи зубчатым ремнем

Основной критерий работоспособности передачи — тяговая способность ремня, которую оценивают допускаемой приведенной удельной силой [К]₀ (H/мм), передаваемой 1 мм ширины ремня.

Значение [К]₀ зависит от модуля m ремня:

m, мм 2 3 4 5 7

[К]₀, Н/мм 5 9 25 30 32

Модуль ремня m и рекомендуемое число z₁ зубьев малого шкива в зависимости от передаваемой мощности Р₁ и частоты вращения малого шкива n₁, выбирают по табл. 14.

Таблица 14. Рекомендуемый значения модуля m и числа z₁ зубьев шкива

n1, мин^-1	Значения m, мм (числитель) и z1 (знаменатель) при передаваемой мощности Р1, кВт
	0,6	1,1	1,5	2,2	3	4	5,5	7,5	11	15	22	30
3000	3 16	3 16	3 16	3 16	4 20	4 20	4 20	4 20	5 20	5 20	5 20	7 26
1500	3 14	3 14	3 14	4 18	4 18	4 18	4 18	5 18	5 18	5 18	7 26	7 26
1000	3 12	3 12	4 16	4 16	4 16	4 16	5 18	5 16	5 16	7 24	7 24	7 24
750	3 12	4 16	4 16	4 16	5 16	5 16	5 18	5 16	7 22	7 22	7 22	7 22

Расчет передачи ведут по допускаемой удельной силе [К]:

[K] = [K]₀/C_p - qv² (48)

где С_р —коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (табл. 7);

qv² — центробежная сила, возникающая при прохождении ремнем шкивов; здесь q — масса 1 м ремня шириной 1 мм, кг/(м·мм):

m, мм 2 3 4 5 7

q, кг/(м·мм) 0,003 0,004 0,006 0,007 0,008

Таблица 15. Значения коэффициента C_p для передач зубчатым ремнем от электродвигателей

общепромышленного применения (выборка)

Тип машины	Ср при числе смен работы
	1	2	3
Легкие конвейеры, оборудование деревообработки Типографские машины, металлообрабатывающие станки Подъемные механизмы, текстильные машины Тяжелые конвейеры, оборудование резиновой промышленности	1,3...1,5 1,4...1,6 1,5...1,7 1,6...1,8	1,4...1,6 1,5.. .1,7 1,6...1,8 1,7..1,9	1,5...1,7 1.6...1,8 1,7...1,9 1,8...2.0

Примечание. Меньшие значения С_р при умеренных колебаниях нагрузки и возможных кратковременных перегрузках до 150%,

большие — при значительных колебаниях нагрузки и перегрузках до 250%.

Из условия тяговой способности необходимая ширина ремня

b' > F_t/[K], (49)

где F_t = l0³P/v — передаваемая окружная сила, Н. Здесь Р — кВт, v — м/c.

Полученное значение b' уточняют

b=b^’/C_b (50)

Значения коэффициента С_b, учитывающего неполные витки троса у боковых поверхностей ремня:

b, мм <8 8...16 16...25 25 25...40 40...65 65...100 >100

С_b 0,7 0,85 0,95 1 1,05 1,10 1,15 1,2

Ширину b ремня принимают из стандартного ряда (табл. 13).

Делительные диаметры шкивов

d₁ =mz₁; d₂ = mz₂, (51)

где z₁ и z₂ — числа зубьев шкивов.

Из условия долговечности ремня число зубьев меньшего шкива z₁ принимают не менее рекомендуемого (табл. 14).

Межосевое расстояние передачи а принимают из условия

a>0,5(d₂ + d₁) + (2...3)m (52)

Длину ремня L_p в шагах (число зубьев ремня) вычисляют по формуле, аналогичной формуле для определения длины ремня передачи плоским ремнем:

где р — шаг ремня.

Полученную длину L_р округляют до стандартного значения (см. табл. 13).

Окончательное значение а при выбранной длине L_р ремня:

Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с меньшим шкивом,

(55)

где — угол обхвата на меньшем шкиве.

Из условия равнопрочности зубьев ремня на срез и тросов на растяжение рекомендуют [z]₀ > 6. При z₀< [z]₀ увеличивают межосевое расстояние а или число зубьев z₁.

Предварительное натяжение F_о в передаче необходимо для устранения зазоров в зацеплении и правильного набегания ремня на шкивы. Оно должно быть больше значения натяжения от центробежной силы, чтобы под действием последней не нарушалось зацепление ремня со шкивом:

F₀ = F_y b+ qbv², (56)

где b — мм; q — в кг/(м·мм); v — в м/с; F_y — удельное натяжение, Н/мм:

m, мм 2 3 4 5 7

F_y, Н/мм 1,0 1,5 4,0 5,0 6,0

Сила, действующая на валы, направлена по линии центров передачи и равна

F_n = 1,1F_t, (57)

Средний ресурс зубчатых ремней в эксплуатации 2000 ч.

Шкивы передач зубчатым ремнем

Шкив передачи представляет собой зубчатое колесо (рис. 16), головки зубьев которого срезаны до диаметра, расположенного ниже делительной окружности (делительная окружность шкива совпадает с нейтральным слоем ремня).

Диаметры вершин шкивов рассчитывают с учетом действующей нагрузки и податливости металлокорда ремня:

для ведущего шкива

d_a1=d₁ -2t + 0,2F_tz₁/b, (58)

для ведомого шкива

d_a2=d₂ -2t + 0,2F_tz₂/b, (59)

где t — расстояние от впадины зуба ремня до осевой линии троса (табл. 12), мм;

— податливость металлокорда ремня шириной 1 мм на длине шага, мм²/H:

m, мм 2 3 4 5 7

мм²/H: 0,0009 0,0014 0,0006 0,0008 0,0011

Ширина В шкива при ширине b ремня

B = b + m (60)

Зубья на шкивах нарезают специальными фрезами методом обкатки.

Окружной шаг шкива по средней линии зубьев

p_Ш1= (d_a1-h_ш)/z₁ и p_Ш1= (d_a2-h_ш)/z₁ (61)

где h_ш — глубина впадины шкива:

m, мм 2 3 4 5 7

h_ш, мм 2,2 3,0 4,0 5,0 8,5

s_ш, мм 1,8 3,2 4,0 4,8 7,5

Здесь s_ш — наименьшая ширина впадины шкива.

Расчет передачи зубчатым ремнем рекомендуется вести в последовательности, изложенной в решении примера 3

Пример 3.

Рассчитать передачу зубчатым ремнем от электродвигателя к редуктору привода ленточного конвейера. Требуемая мощность электродвигателя Р₁=5,2 кВт при n₁=2880 мин^-1. Передаточное число ременной передачи u=4,03. Характер нагрузки — спокойная, работа двухсменная.

Решение.

1. Модуль ремня. По табл. 14 принимаем модуль зубчатого ремня m=4 мм. По табл. 12 шаг ремня р = 12,57 мм.

2. Числа зубьев шкивов. Согласно рекомендациям табл. 14 принимаем число зубьев малого шкива z₁ = 20.

Число зубьев большого шкива

z₂=uz₁= 4,03·20 = 80,6.

Принимаем z₂ = 80.

3. Делительные диаметры шкивов [формула (51)]:

d₁ = mz₁ = 4·20 = 80 мм,

d₂ = mz₁ = 4·80 = 320 мм.

4. Длина ремня. Ориентировочное межосевое расстояние [формула (52)]

a>0,5(d₂ + d₁) + 2m = 0,5·(320 + 80) + 2·4=208 мм.

Тогда длина ремня в шагах [формула (53)]

По стандартному ряду (см. табл. 13) принимаем L_р = 90 шагов.

5. Окончательное межосевое расстояние [формула (54)]

;

6. Угол обхвата ремнем малого шкива

=180⁰-57⁰(d₂-d₁)/a = 180° - 57°-(320 – 80)/218 = 117°.

7. Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с меньшим шкивом [формула (55)],

z₀=z₁/360⁰>[z]₀= 20·117⁰/360⁰=6,5 >[z]₀ = 6, что допустимо.

8. Фактическое передаточное число

u_ф= z₂/z₁ = 80/20 = 4

9. Скорость ремня

v = d₁n₁/60000 = ·80·2880/60000 = 12,1 м/с.

10. Окружная сила,

а) Вращающий момент на ведущем валу

Т₁=9550P₁/n₁=9550·5,2/2880 = 17,24 Н·м.

б) Окружная сила

F_t = 2·10³ T₁/d₁ = 2·10³·17,24/80 = 431 H.

11. Ширина ремня.

а) Для модуля m=4 мм принимаем [К]₀ = 25 Н/мм; q = 0,006 кг/(м·мм).

б) Коэффициент динамичности и режима работы при спокойной нагрузке и двухсменной работе по табл. 15: C_p = 1,4.

в) Допускаемая удельная сила [формула (48)]:

[К]= [K]₀ /C_p – qv² = 25/1.4·0,006·12.1² = 17 Н/мм.

г) Предварительное значение ширины ремня [формула (49)]

b’ = F_t[K] = 431/17 = 25,4 мм.

д) Уточненное значение ширины ремня [формула (50)] при С_b= 1,05:

b = b’/C_b = 25,4/1,05 = 24,2 мм.

По стандартному ряду (см. табл. 13) принимаем b= 25 мм.

12. Сила предварительного натяжения ремня [формула (56)] при рекомендуемом для модуля m =4 мм удельном натяжения

F_y =4 Н/мм;

F₀ = F_yb + qbv² = 4·25 + 0.006·25·12,1² = 122 Н.

13. Сила, действующая на валы [формула (57)],

F_n = 1,1F_t= 1,1·431 = 474 Н.

14. Размеры шкивов,

а) Диаметры вершин шкивов [формулы (58), (59)] при податливости = 0,0006 мм²/Н и t= 0,8 мм (табл. 12):

d_a1 = d₁ - 2t + 0,2F₁z₁/b = 80·2·0,8 + 0,2·6·10·431·20/25 = 78,44 мм.

d_a2 = d₂ -2t + 0,2F₁z₂/b = 320·2·0.8 + 0.2·6·10·431·807/25= 318,24 мм.

б) Ширина шкива [формула (60)]

В = b +m = 25 + 4 = 29 мм.

Принимаем B = 30 мм.

в) Окружной шаг шкива по средней линии зубьев [формула (61)] при h_ш=4 мм:

p_ш1= (d_a1-h_ш)/z₁ = (78,44-4)/20 = 11,69 мм,

p_ш1= (d_a1-h_ш)/z₁ = (318,24 - 4)/80 = 12,33 мм.

Для сравнения габаритных размеров ременных передач примеры 1 и 3 решены по данным одного и того же привода ленточного конвейера. Результаты решения сведены в табл. 16.

Таблица 16. Результаты подбора ременных передач

Ремень передачи	а, мм	d1, мм	d2, мм	B, мм	F0, H	Fn, H
Плоский резинотканевые	1130	140	560	53	240	472
Клиновой сечения А	378	100	400	50	395	729
Клиновой сечения SP2	264	71	280	53	493	910
Поликлиновой сечения К	218	80	315	42	459	789
Зубчатый	218	80	320	30	122	474

Из таблицы следует, что передача плоским ремнем характеризуется наибольшим межосевым расстоянием и большими диаметрами и шириной шкивов. Наименьшее межосевое расстояние имеют передачи поликлиновым и зубчатым ремнями. В передаче зубчатым ремнем наименьшая ширина шкива и небольшая нагрузка на валы.

Ременные вариаторы

Ременные вариаторы просты по конструкции, надежны в эксплуатации, могут работать в любых условиях, просты в уходе.

Рис.17

Рис.18

В качестве тягового органа в ременных вариаторах применяют как стандартные клиновые ремни по ГОСТ 1284 — 68, так и специальные широкие вариаторные ремни. Скорость регулируют изменением диаметра одного (рис. 18, а) или одновременно обоих (рис. 18, б) шкивов посредством осевого перемещения конических дисков, образующих шкив.

В передачах с одним регулируемым шкивом (рис. 18, а) шкив подпружинен и, как правило, насажен на вал электродвигателя, ведомый шкив постоянного диаметра — на вал рабочей машины. Перемещением двигателя изменяется натяжение ремня, заставляющее перемещаться диски подпружиненного шкива и изменяющее его рабочий диаметр.

Передачи с двумя регулируемыми шкивами преимущественно выполняют по схеме (рис. 18, б) с одним подпружиненным шкивом и с другим — регулируемым принудительно. Изменение длины ремня в процессе регулирования компенсируется автоматически пружиной, что упрощает конструкцию.

Диапазон регулирования при стандартных ремнях вследствие их малой ширины небольшой: Д=1,21,7, и зависит от типа ремня и числа регулируемых шкивов. Передаваемая мощность до 60 кВт. Диапазон регулирования значительно расширяется в случае применения вариаторных ремней, которые отличаются от стандартных большей относительной шириной и меньшим углом клина. Для повышения гибкости ремни изготовляют зубчатыми (рис. 17). Диапазон регулирования Д = 2,53. При одном ремне в передаче вариаторы могут передавать до 25 кВт, при нескольких ремнях — до 55 кВт. Однако применение нескольких ремней усложняет конструкцию и повышает требования к точности изготовления.

Расчет ременных вариаторов производят по аналогии с расчетом клиноременной передачи, с учетом числа регулируемых шкивов.

Рекомендации по конструированию ременных передач

1. Для удобства надевания и замены ремней шкивы передач должны быть установлены консольно — на концы валов и как можно ближе к опоре (для уменьшения момента, изгибающего вал).

2. Для создания предварительного натяжения ремня, компенсации его удлинения при эксплуатации в конструкции ременной передачи должно быть предусмотрено устройство для натяжения ремня. Обычно это устройство используют и для свободной установки нового ремня в передаче.

3. Рекомендуют ведомую ветвь передачи располагать сверху для увеличения угла обхвата α при провисании ремня. При установке натяжного ролика его следует располагать на ведомой ветви внутри контура передачи.

4. На поверхности обода шкивов плоскоременных передач, работающих с v>40 м/с, необходимо протачивать кольцевые канавки для выхода из под ремня воздуха, вовлекаемого между набегающей ветвью и шкивом и снижающего их сцепление.

5. Во избежание повышенного изнашивания шероховатость рабочей поверхности шкива не должна быть больше 2,5 мкм.

Вопросы для самопроверки

- Ременные передачи — принцип действия, типы ремней? Какие ремни наиболее распространены?

- Преимущества и недостатки ременных передач, области их применения?

- Какие виды ремней различают по форме их поперечного сечения?

- Какими достоинствами и недостатками обладают ременные передачи по сравнению с другими видами передач?

- Почему в приводах ременная передача является обычно быстроходной ступенью?

- Как определить силы натяжения в ветвях ремня при работе передачи?

- Как определить силу давления на вал со стороны шкива?

- В чем сущность упругого скольжения ремня на шкивах?

- Как определить передаточное число ременной передачи с учетом упругого скольжения ремня?

- Как определяют диаметр малого шкива ременной передачи?

- Дайте сравнительную характеристику передач плоскими и клиновыми ремнями.

- Какой деталью выделяются ременные передачи среди фрикционных?

- Какие силы действуют в ремне?

- Силы в ветвях ремня. Как их рассчитывают?

- Напряжения в ремне. Как их определяют?

- Какие напряжения и как влияют на работоспособность передачи и долговечность ремня?

- Какие виды скольжения наблюдаются в ременной передаче?

- Как получают кривые скольжения и КПД ременных передач и как они используются при расчете допускаемой нагрузки?

- Какие нагрузки действуют на опоры валов колёс ременной передачи?

- Как соединяются концы ремня?

- Какие существуют способы поддержания натяжения ремней?

- Какие виды ременных передач различают по форме поперечного сечения ремня?

- Какими достоинствами и недостатками обладают ременные передачи по сравнению с другими видами передач?

- Почему в многоступенчатых приводах ременная передача является обычно быстроходной ступенью?

- Как определить силы натяжения в ветвях ремня при работе передачи?

- В чем сущность упругого скольжения ремня по шкивам? Почему оно возникает и можно ли его устранить?

- В чем разница между упругим скольжением и буксованием ремня?

- Почему передаточное число ременной передачи непостоянно?

- Для чего в ременной передаче создают предварительное натяжение ремня?

- Что такое тяговая способность ременной передачи? Какие факторы влияют на нее?

- В чем сущность усталостного разрушения ремней? Вследствие чего оно происходит?

- Какой принцип работы передачи зубчатым ремнем? Ее достоинства и недостатки.

- Чем обусловлена область применения передачи зубчатым ремнем?

- Как устроен зубчатый ремень? Какие бывают ремни по способу изготовления?

- Каковы критерии расчета передачи зубчатым ремнем? Какой основной параметр определяют при расчете?

- Для чего в передаче зубчатым ремнем создают предварительное натяжение ремня?

- В чем преимущества зубчатых ремней перед другими? Почему их лишь условно относят к приводным ремням?

- Что представляет собой открытая передача плоским ремнем?

- Каковы основные типы плоских приводных ремней? Как устроен плоский резинотканевый ремень?

- Какой основной геометрический параметр определяют при расчете передачи с плоскими ремнями?

- Какие факторы влияют на нагрузочную способность передачи плоским ремнем? Как в расчете учитывают реальные условия эксплуатации?

- Почему при проектировании ременных передач следует избегать минимальных диаметров шкивов? Почему пленочные ремни допускают работу с меньшими диаметрами шкивов?

- Что определяет область применения чугунных шкивов?

- Для чего у некоторых шкивов передач плоским ремнем обод делают выпуклым?

- Каково назначение натяжного устройства

- В чем разница между проскальзыванием и буксованием, частичным и полным буксованием?

- Чем плохи шкивы малых диаметров?

- Для чего у шкивов плоскоременных передач делают выпуклую рабочую поверхность?

- В чем преимущества и недостатки различных типов натяжных устройств?

- Какие основные параметры определяют при расчете различных ремней?

- Почему ограничивают число клиновых ремней в комплекте?

- Чем достигается регулировка передаточного отношения в ременных вариаторах?

- Почему в ременных вариаторах выгоднее применять широкие клиновые ремни, а не нормальные и узкие? Почему здесь нельзя применять поликлиновые ремни?

- В чем преимущества и недостатки клиновых ремней по сравнению с плоскими?

- В чем преимущества поликлиновых ремней перед клиновыми?

- В чем преимущества пленочных ремней по сравнению с обычными плоскими?

- Каковы достоинства и недостатки передачи клиновым ремнем по сравнению с передачей плоским ремнем? Чем объяснить большую нагрузочную способность передачи клиновым ремнем?

- Почему клиновые ремни способны передавать большие нагрузки, чем плоские?

- Каковы основные типы клиновых ремней? Почему рекомендуют применять ремни узких сечений?

- Какова конструкция клинового ремня? Почему в клиновом ремне корд размещают в зоне нейтрального слоя?

- Почему при огибании шкивов равных диаметров напряжения в клиновом ремне значительно больше, чем в плоском?

- Какой основной параметр определяют при расчете ременной передачи клиновым, поликлиновым ремнем?

- Почему ограничивают число ремней в комплекте?

- Назовите основной недостаток ременных передач, не имеющих натяжных устройств.

- В приводе автомобильного вентилятора для охлаждения радиатора применяют ременную передачу. Какую конкретно передачу из перечисленных в классификации можно рекомендовать для этой цели?

- Перечислите достоинства и недостатки ременной передачи по сравнению с фрикционной и с зубчатой передачами.

- Приведите примеры применения плоскоременных передач.

- Почему в плоскоременной передаче один шкив обязательно делают выпуклым?

- Определите КПД ременной передачи, если мощность на ведущем валу P₁ = 12,5 кВт, на ведомом P₂ = 12,0 кВт.

- Чем отличаются шкивы клиноременных передач от поликлиновых!

- Определите оптимальное межосевое расстояние для клиноременнои передачи, если D₁ = 200 мм; D₂ = 800 мм.

- На рисунке покажите дугу упругого скольжения на ведущем и ведомом шкивах. На какой ветви (набегающей или сбегающей) находятся дуги скольжения и покоя?

- На рисунке покажите правильную установку клинового ремня с учетом максимального использования его тяговой способности. Дайте соответствующие объяснения.

- Как уменьшить число пробегов ремня?

- Дайте определение передаточного числа ременной передачи, если известны угловые скорости и частота вращения. Можно ли определить передаточное число ременной передачи, по отношению диаметров ведущего и ведомого шкивов?

- Почему клиноременные передачи по сравнению с плоскоременными при одних и тех же габаритах могут передать большую мощность?

- Ha каком участке ремня возникают минимальные изгибающие напряжения?

- От каких параметров ременной передачи зависит центробежная сила F_v?

- В чем заключается усталостное разрушение ремней?

- Что понимают под долговечностью ремня?

- Запишите формулу для определения площади поперечного сечения ремня, если задано число ремней в клиноременной передаче.

- Кратко изложите методику расчета клиноременной передачи на долговечность и объясните его необходимость.

- Кратко охарактеризуйте работу ременной передачи в зоне частичного буксования (см. рис.14).

- В какой передаче часто применяют несколько параллельно работающих ремней?

- К передачам какого типа относится ременная передача?

1) ...к передачам непосредственного касания за счет сил трения

2) ...к передачам гибкой связью зацеплением

3) ...к передачам гибкой связью за счет сил трения

- Можно ли с помощью ременной передачи осуществить вращение между валами, оси которых пересекаются?

1. Можно

2. Нельзя

- Какой вид ременных передач получил наибольшее распространение в современных машинах?

1. Плоскоременные

2. Клиноременные

3. С плоским ремнем и натяжным роликом

- Принцип действия ременной передачи основан на использовании сил…

1) Скольжения

2) Зацепления

3) Трения

4) Давления

- Основным расчетом ременных передач является расчет по…

1) По долговечности ремня

2) Тяговой способности

3) Прочности ремня

4) Допускаемому натяжению ремня

- Максимальное рекомендуемое число ремней в ременной передаче не должно превышать…

1) 2

2) 4

3) 8

4) 20

- Основным недостатком ременных передач является…

1) Непостоянство передаточного отношения

2) Шум при работе

3) Высокая стоимость

4) Низкий кпд

- Окружная сила F_t в ременной передаче определяется по формуле…

1) F_t=F₁-F₂

2) F_t=F₀-F

3) F_t=F₀+F

4) F_t=2F₀

- Клиновая форма ремня по сравнению с плоским ремнем ..…сцепление со шкивом

1) Увеличивает

2) Уменьшает

3) Не влияет на

- Усталостное разрушение ремня зависит от…...

1) Попадания абразивных материалов

2) Буксования ремня

3) Перегрева ремня

4) Циклического изгиба при огибании шкивов

- Дайте определение для угла α в ременных передачах

1. Угол, соответствующий дугам, по которым происходит касание ремня и обода шкива

2. Угол между ветвями ремня

- Какая ременная передача имеет больший КПД?

1. Плоскоременная

2. Клиноременная

3. С натяжным роликом

- Какие плоские ремни наиболее часто применяют в машинах?

1. Кожаные

2. Хлопчатобумажные

3. Прорезиненные

4. Шерстяные

- В каком диапазоне скоростей целесообразно применять прорезиненный ремень типа В (см. табл. 1)?

1) До 15 м/с

2) 15-25 м/с

3) Свыше 25 м/с

- Можно ли надевать клиновые ремни, не сближая шкивы передачи?

1. Можно

2. Нельзя

- Какое передаточное число может иметь одноступенчатая плоскоременная передача без натяжного ролика?

1) До 4

2) 6

3) 8

4) 10

5) Свыше 10

- Какая ветвь открытой ременной передачи испытывает при работе большее напряжение?

1. Ведущая

2. Ведомая

- Назовите формулу для определения нагрузки на валы

1) F_o + F_t /2 + F_v

2) F_o – F_t /2 + F_v

3) 2F₀cos/2

- Что называется полезным напряжением?

1. F_o/A ,

2. F_t /A

3. E(/D)

4. E_v /A

- По графику на рисунке определите КПД передачи при = 0,4

1) 10%

2) 90%

3) 0,4%

4) 4,5%

- По какому допускаемому напряжению в ремне проектируются ременные передачи?

1. К_о

2. [K]_n

- От чего зависит усталостное разрушение ремня?

1. От попадания абразивных материалов на рабочую поверхность ремня

2. От его буксования

3. От его перегрева

4. От его циклического изгиба при огибании шкива

- Как изменяется долговечность ремня при изменении межосевого расстояния в сторону увеличения, если прочие условия остаются прежними?

1. Увеличивается

2. Уменьшается

3. Не изменяется

- Определите допускаемое число пробегов в 1 с для среднескоростных плоскоременных передач

1) 5

2) 10

3) 11-12

4) Св. 20

- В чем заключается расчет на тяговую способность клиноременных передач?

1. В определении площади поперечного сечения ремня A₀

2. В определении допускаемого полезного напряжения [K]_n

3. В определении требуемого числа клиновых ремней

- Принято различать передачи:

1. зацеплением с непосредственным касанием рабочих тел;

2. зацеплением с промежуточной гибкой связью;

3. трением с непосредственным касанием рабочих тел;

4. трением с промежуточной гибкой связью.

К какому виду отнести ременную передачу?

- По форме сечения ремня различают передачи:

1. плоскоременные;

2. клиноременные;

3. круглоременные;

4. поликлиноременные.

- Характеризуя ременную передачу, отмечают ее качества:

а) широкий диапазон межосевых расстояний;

б) плавность, безударность работы;

в) повышенные габариты;

г) простоту конструкции, малую стоимость;

д) непостоянство передаточного отношения;

е) повышенные силовые воздействия навалы и опоры;

ж) применимость при высоких частотах вращения соединяемых валов;

з) необходимость в создании и поддерживании предварительного натяжения ремня;

и) электроизолирующую способность.

Сколько из них следует отнести к недостаткам?

1. Пять.

2. Четыре.

3. Три.

4. Два.

- Приведена блок-схема привода с бесступенчатым регулированием частоты вращения в широком диапазоне

В каком соединении наиболее целесообразно применить ременную передачу?

- Различают следующие виды плоскоременных передач:

1. открытая;

2. перекрестная;

3. полуперекрестная:

4. угловая.

Какую из них применяют для соединения параллельных валов одинакового направления вращения?

- При малом межосевом расстоянии и большом передаточном числе, какую передачу предпочтительно применить?

1. Клиноременную.

2. Плоскоременную.

3. Плоскоременную с натяжным роликом.

4. Плоскоременную перекрестную.

- На какой ветви и как ставится натяжной ролик в ременной передаче с натяжным роликом?

1. На ведущей, оттягивая ветвь.

2. На ведущей, прижимая ветвь.

3. На ведомой, оттягивая ветвь.

4. На ведомой, прижимая ветвь.

- Какая ременная передача допускает наибольшее передаточное отношение?

1. Плоскоременная.

2. Клиноременная.

3. Круглоременная.

От типа ремня передаточное отношение не зависит.

- Какие ремни выпускаются промышленностью только замкнутыми (бесконечной длины)?

1. Плоские.

2. Круглые.

3. Клиновые.

4. Ни один из перечисленных.

- Где следует размещать ролик в ременной передаче с натяжным роликом?

1. В середине между шкивами.

2. Ближе к меньшему шкиву.

3. Ближе к большему шкиву.

4. Безразлично где.

- Стандартизованы следующие плоские ремни:

1. прорезиненные;

2. кожаные;

3. хлопчатобумажные;

4. шерстяные.

При прочих равных условиях какой ремень имеет наибольшую прочность?

- При одинаковой толщине, какой из стандартных плоских ремней позволяет осуществить передачу с минимальными диаметрами шкивов?

1. Прорезиненный.

2. Кожаный.

3. Хлопчатобумажный.

4. Шерстяной.

- Чему равен угол вклинивания клиновых ремней?

1) 40°;

2) 35°;

3) 30°;

4) 20°.

- Какой из приведенных клиновых ремней имеет наибольшее сечение?

1) 0;

2) В;

3) Б;

4) А.

- В каком сечении правильно показано положение клинового ремня в ручье шкива (см. рис.)?

- Что принимается за диаметр шкива клиноременной передачи (см. рис.)?

1) D₁;

2) D₂;

3) D₃;

4) D₄.

- У шкивов для плоских ремней рабочая поверхность может быть:

1. с прямолинейной образующей;

2. с выпуклой;

3. с вогнутой;

4. с ломаной (реборды).

Какие шкивы не получили распространение?

- Какая характеристика плоского ремня не регламентируется стандартом?

1. Длина,

2. Ширина.

3. Толщина.

4. Отношение толщины к диаметру меньшего шкива

- Какая из приведенных характеристик клинового ремня не регламентируется стандартом?

1. Длина.

2. Размеры сечения.

3. Угол вклинивания.

4. Отношение толщины к диаметру меньшего шкива.

- Укажите правильную рекомендацию для назначения оптимального межосевого расстояния в плоскоременных передачах:

1) a=0,55(D₁+D₂);

2) a=D₁+D₂;

3) a=2(D₁+D₂);

4) a=4(D₁+D₂).

где D₁, D₂ — соответственно диаметры ведущего и ведомого шкивов.

- Если обозначить: v₁ - окружная скорость ведущего шкива; v_p — скорость движения ремня; v₂ — окружная скорость ведомого шкива. Каково соотношение между этими скоростями?

1) v₁=v_p=v₂;

2) v₁>v_p=v₂;

3) v₁=v_p>v₂;

4) v₁>v_p>v₂.

- Каким минимальным значением ограничивают угол захвата ремнем меньшего шкива в плоскоременных передачах?

1) 90°;

2) 120°;

3) 150°;

4) 170°.

- Укажите, по какой формуле определяется обычно угол охвата ремнем меньшего шкива передачи:

где D₁, D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов; а — межосевое расстояние.

- Укажите формулы, по которым с достаточной для практических расчетов точностью можно определить натяжения ведущей (S_Вщ) и ведомой (S_ВД) ветвей в ременной передаче (F_T — полезное окружное усилие; S₀ — предварительное натяжение):

- Какая цель преследуется введением ограничения на максимально возможное отношение толщины ремня к диаметру меньшего шкива?

1. Стабилизировать величину упругого скольжения.

2. Ограничить напряжения изгиба.

3. Обеспечить достаточную величину сцепления ремня со шкивом.

4. Создать определенное предварительное натяжение.

- Укажите, какая формула для определения ширины ремня в плоскоременных передачах написана правильно:

где F_T —расчетное окружное усилие; σ_П — полезные напряжения в ремне; — толщина ремня; с₁, с₂ — поправочные коэффициенты.

- Нужное сечение ремня в плоскоременной передаче определяется по формуле:

где F_T — окружное усилие; — полезные напряжения в ремне; с₁, с₂ — поправочные коэффициенты.

Что обеспечивают рекомендуемые в справочной литературе значения ?

1. Максимальное использование прочностных возможностей ремня.

2. Работу передачи в оптимальных энергетических условиях (высокий КПД).

3. Максимальную долговечность ремня.

4. Максимальную износостойкость ремня.

- Число ремней в клиноременной передаче определяется по формуле:

Если N —вся передаваемая мощность; k₁, k₂ —поправочные коэффициенты, учитывающие угол охвата ремнем меньшего шкива и режим работы передачи, то N₀ мощность, передаваемая чем?

1. Единицей сечения ремня.

2. Одним ремнем.

3. Одним ремнем при скорости 10 м/с.

4. Одним ремнем при конкретной скорости ремня в передаче.

- Какая основная цель преследуется ограничением числа пробегов ремня по контуру в единицу времени?

1. Обеспечение достаточной долговечности ремня.

2. Ограничение в выборе минимального межосевого расстояния.

3. Ограничение максимальной скорости ремня.

4. Ограничение величины центробежных натяжений.

- По какой из приведенных формул можно определить (приближенно) силу, действующую на валы шкивов в открытой плоскоременной передаче?

где — напряжения предварительного натяжения; b, - соответственно ширина и толщина ремня; — угол охвата ремнем меньшего шкива.

- По какой формуле определяют силу, действующую на валы шкивов в клиноременной передаче?

где z —число ремней в передаче; —угол охвата ремнем меньшего шкива; S₀ — указанное в стандарте значение предварительного натяжения на одну ветвь ремня.

- Расчет плоскоременной передачи, как правило, начинается с определения ориентировочного значения диаметра меньшего шкива по эмпирической формуле (формула М. А. Саверина). Укажите, какая формула написана правильно.

- Проектирование плоскоременной передачи включает следующие расчеты:

1. определение сил, действующих на валы шкивов;

2. определение потребной ширины ремня при назначенной толщине;

3. ориентировочное определение диаметра меньшего шкива (по эмпирической формуле М.А. Саверина);

4. назначение толщины ремня;

5. определение диаметра большего шкива:

6. назначение межосевого расстояния и расчеты длины ремня;

7. проверка угла охвата ремнем меньшего шкива;

8. проверка на число пробегов ремня по контуру в единицу времени.

В какой последовательности нужно вести расчет?

1) 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8;

2) 3, 4, 5, 6, 7, 8, 2, 1;

3) 4, 5, 6, 7, 8, 1, 2, 3;

4) 6_, 3_, 5, 4, 2, 1, 7, 8.

- Проектирование клиноременной передачи включает следующие расчеты:

1. выбор профиля ремня;

2. назначение диаметра меньшего и расчет диаметра большего шкива:

3. назначение межосевого расстояния,

4. расчет длины ремня;

5. расчет потребного числа ремней;

6. проверка утла охвата ремнем меньшего шкива;

7. проверка на число пробегов ремня по контуру в единицу времени;

8. определение сил, действующих навалы шкивов.

В какой последовательности нужно вести расчет?

1) 1, 2, 3, 4_, 5_, 6, 7;

2) 2 3, 1, 4, 5, 6, 7;

3) 7, 4. 1, 3, 2. 5, 6;

4) 3, 2, 1, 5, 6, 4. 7.

- Сравниваются ременные передачи с одинаковым сечением ремня:

1. плоским;

2. нормальным клиновым;

3. поликлиновым;

4. зубчатым.

При прочих равных условиях, в какой передаче наименьшее значение силы, действующей на валы шкивов?

Задачи для самостоятельного решения

- Коэффициент трения между ремнем и шкивом f, угол обхвата малого шкива . Вычислить коэффициент тяги ременной передачи. Дано:

- Передаваемая мощность клиноременной передачи число ремней z, диаметр ведущего шкива частота его вращения натяжение ведомой ветви поперечное сечение одного ремня А. определить предварительное натяжение ремня Дано:

- Определить частоту вращения ведущего шкива плоскоременной передачи при следующих данных: передаваемая мощность диаметр ведущего шкива передаточное число u, площадь поперечного сечения А, полезное напряжение в ремне Дано:

- Полезная нагрузка клиноременной передачи число ремней z, коэффициент числа ремней угол обхвата ведущего шкива , дуга упругого скольжения приведенный коэффициент трения между ремнем и шкивом Определить давление ремней на шкивы. Дано:

- Полезная нагрузка клиноременной передачи угол обхвата ведущего шкива , коэффициент трения между ремнем и шкивом f. Определить давления на шкивы. Дано:

- Определить передаточное отношение открытой ременной передачи. Диаметр ведущего шкива угол обхвата межосевое расстояние a=1500 мм.

- Передаваемая мощность ременной передачи Р=14 кВт, диаметр ведущего шкива частота вращения предварительное натяжение ветвей ремня вычислить коэффициент тяги ременной передачи.

- Определить диаметр ведущего шкива d, открытой ременной передачи без натяжного ролика: межосевое расстояние a=770 мм, угол обхвата передаточное число u=3,7. полученное значение округлить до стандартного.

---

email: KarimovI@rambler.ru

Адрес: Россия, 450071, г.Уфа, почтовый ящик 21

Теоретическая механика Сопротивление материалов

Строительная механика Детали машин Теория машин и механизмов

00:00:00