Типы плоскоременных передач

В зависимости от расположения осей шкивов и назначения различаются следующие типы плоскоременных передач:

• открытая передача — при параллельных осях и вращении шкивов в одном направлении (рис. 184, I);
• перекрестная передача — при параллельных осях и враще­нии шкивов в противоположных направлениях (рис. 184, II);
• полуперекрестная передача — при перекрещивающихся осях (рис. 184, III);
• угловая передача — при пересекающихся осях (рис. 184, IV); передача со ступенчатыми шкивами (рис. 184, V), позволяющая изменять угловую скорость ведомого вала при постоянной скорости ведущего. Ступени шкивов располагаются так, чтобы меньшая ступень одного шкива находилась против большей ступени другого и т. д. Для изменения скорости ведомого шкива ремень перекидывают с одной па­ры ступеней на другую;
• передача с холостым шкивом (рис. 184, VI), позволяющая остановить ведомый вал при вращении ведущего. На ведущем валу насажен широкий шкив 1, а на ведомом два шкива: рабочий 2, который соединен с ва­лом при помощи шпонки, и холостой 3, свободно вращающийся на валу. Ре­мень, связывающий шкивы, можно на ходу перемещать, соединяя шкив 1 со шкивами 2 или 3, соответственно включая или выключая ведомый вал;
• передача с натяжным роликом, обеспечивающая автома­тическое натяжение ремня и увеличение угла обхвата ремнем меньшего шкива (рис. 184, VII).

Рис. 184

Плоскоременная передача проста по своей конструкции, применяется при больших межосевых расстояниях (до 15 м) и высоких скоростях (до 100 м/с) при пониженной долговечности.

Клиноременная передача

В клиноременной передаче гибкая связь осуществляется приводным ремнем трапецевидного сечения с углом профи­ля ? равном 40° (в недеформированном состоянии). По сравнению с плос­ким ремнем клиновидный ремень передает большие тяговые усилия, но пе­редача с таким ремнем имеет пониженный КПД.

Клиноременные передачи целесообразно использовать при больших пе­редаточных отношениях, малых межосевых расстояниях и вертикальном расположении осей валов. Скорость ремней клиноременной передачи не должна превышать 30 м/с. В противном случае клиновидные ремни будут вибрировать.

Клиновидные ремни для приводов общего назначения стандартизирова­ны ГОСТ 1284.1-89.

При монтаже клиноременной передачи особое внимание обращают на пра­вильность III установки клиновидного ремня в канавке обода шкива (рис. 185).

Рис. 185

Детали ременных передач

Приводные ремни. Любой при­водной ремень служит тяговым органом. Он должен обладать определенной тяговой способностью (передавать заданную нагрузку без пробуксовывания), иметь достаточную прочность, долговечность, износостойкость, хорошее сцепление со шкивом и невысокую стоимость.

Плоские ремни изготовляют раз­ной ширины, конструкции и из раз­личных материалов: хлопчатобу­мажных, прорезиненных, шерстя­ных тканей и кожи. Выбор материа­ла для ремней обусловлен условия­ми работы (атмосферные влияния, вредные пары, температурные из­менения, ударные нагрузки и т. п.) и тяговой способностью. Приводные ремни (прорезиненные) стандарти­зированы.

Клиновидные ремни бывают двух типов: кордтканевые и кордшнуровые. В кордтканевых ремнях (рис. 186, I) корд выполнен в виде нескольких слоев кордткани с основой в виде крученых шнуров толщиной 0,8—0,9 мм. В кордшнуровых ремнях (рис. 186, II) корд состоит из одного слоя кордшнура, намотанного по винтовой линии и заключенного в тонкий слой резины для уменьшения трения. Эти ремни используются в быстро­ходных передачах и являются гибкими, надежными и долговечными.

Рис. 186

Примечание. Корд — прочная крученая нить из хлопчатобумажного или искусствен­ного волокна.

В последние годы в отечественном машиностроении все больше стали при­менять зубчатые (полиамидные) ремни. Эти ремни сочетают в своей конструк­ции все преимущества плоских ремней и зубчатых зацеплений (рис. 187). На рабочей поверхности ремней 4 имеются выступы, которые входят в зацепле­ние в выступами на шкивах 1,2 и З. Полиамидные ремни пригодны для высо­коскоростных передач, а также для передач с небольшим межосевым рассто­янием. Они допускают значительные перегрузки, очень надежны и прочны.

Рис. 187

Концы ремней соединяют склейкой, сшивкой и металлическими соединителями. Склейку однородных ремней (кожаных) осуществляют по косому срезу на длине, рав­ной 20...25-кратной толщине ремня (рис. 188, I), а слойных ремней — по ступенчатой поверхности с числом ступеней не менее трех (рис. 188, II). Места соединения прорезинен­ных ремней после склеивания вулканизиру­ют.

Шкивы. Для плоских ремней наиболее приемлемой формой поверх­ности шкива является гладкая цилиндрическая поверхность (рис. 189,I). Рис. 189 Для центрирования ремня поверхность ведомого шкива делают выпук­лой, а ведущего — цилиндрической (при v <= 25 м/с оба шкива делают вы­пуклыми). Для клиновидных ремней рабочей поверхностью служат боковые сторо­ны клиновых канавок (рис. 189, II) в ободе шкивов. Число и размеры этих канавок определяются профилем ремня и числом ремней. Шкивы выполняют литыми из чугуна, алюминиевых сплавов, пластиче­ских масс и сварными из стали. Чугунные шкивы бывают цельными и разъ­емными, состоящими из двух половин, которые у обода и втулки скрепля­ются болтами. Разъемные шкивы можно легко снимать с вала, не поднимая вал с подшипников.

Чтобы получить оптимальные условия переноса мощности, большую надежность передачи, а также требуемою долговечность ремня необходимо конструирование передачи на базе расчетов, целью которых является подбор оптимального сечения и количества ремней, которые следует употребить в рассматриваемой передаче. Требуемое количество ремней для переноса определенной мощности вычисляется:

 

где: z- количество требуемых ремней в передаче (вычисленное значение округляем большую сторону до целого числа) N - мощность переносимая передачами, N1- мощность переносимая одним ремнем, кф - коэффициент угла охвата кт - коэффициент режима работы, kL- коэффициент длины ремня

 

^ 2.1Окружная скорость ведущего и ведомого шкивов:

Вследствие упругого скольжения ремня на шкивах:

(289)

2.2 ^ Передаточное число

(290)

Величина относительного скольжения: ε = 0,01…0,02 (от типа ремня).

Так как величина ε мала, то можно пользоваться формулами: . Передаточное число ремня в большинстве случаев принимается U≤4.

^ 2.3 Окружная сила

Окружную силу на ведущем колесе, шкиве определяют по формуле:

Рис 115 Напряжения в ремне работающей передачи КПД при нормальных условиях работы в среднем для плоскоременных передач η=0,96, а для клиноременных передач η=0,95.

37. Конструкции и особенности работы поликлиновых и зубчатых ремней; влияние окружной скорости на натяжение ремней и величину передаваемого момента.

Зубчатые ремни незаменимы в тех случаях, когда необходимо сохранять взаимное расположение вращающихся валов, так как, благодаря своим зубцам, ремень зубчатый не проскальзывает относительно движущихся частей механизма. Главными достоинствами зубчато-ременных передач явля­ются синхронность вращения вала и ремня и возможность передачи высоких нагрузок при небольших начальных натяжениях ремня, что позволяет снизить нагрузку на опоры валов и подшипники механизма передачи.Ременная передача, использующая ремни зубчатые, обладает преимуществами как клиновых ременных передач, так и цепных передач. 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.

Зубчатые ремни обладают преимуществами по сравнению с клиновыми:

• высокий КПД (энергосбережение);
• надежная работа при высоких нагрузках, при больших скоростях, при прерывистых нагрузках;
• хорошие масло, бензостойкость;
• пылеотталкивающие свойства, антистатичность;
• максимальная передача высокой мощности при минимальной вибрации;
• более длительныы срок безотказной работы.

Зубчатые ремни обладают преимуществами по сравнению с цепными передачами:

• плавность работы;
• бесшумность;
• компенсация перегрузок;
• компенсация неточности установки шкивов редукторов;
• не требуют смазки;
• более низкая стоимость;
• простота монтажа и эксплуатации;
• возможность работы на высоких скоростях;
• при выходе из строя не повреждают остальной механизм.

Недостатки зубчатых ремней по сравнению с цепными передачами:

• большие размеры;
• меньшая несущая способность;
• меньший срок службы.

· Ремни зубчатые (плоскозубчатые) с трапецеидальным профилем

· профили зубчатых ремней: H, L, XL

·

· Ремни зубчатые (плоскозубчатые) с полукруглым профилем

· профили зубчатых ремней: 5M, 8M, 14M

·

38. Причины выхода из строя ременных передач; основы расчета долговечности ремней, пути повышения долговечности.

Работоспособность таких соединений теряется из-за выхода из строя резиновых деталей. При ремонте резиновые и металлорезиновые детали заменяют, если:

• на поверхности резины имеются трещины и отслоения. Отдельные повреждения резины глубиной до 2 мм можно удалять срезкой с плавным выходом на поверхность;

• толщина резиновой детали или слоя резины у металлорезиновых деталей вследствие остаточных деформаций (усадки) меньше нормальной на 15 %;

• поверхность резины размягчена (под действием различных растворителей) более чем на 10 % толщины;

• произошло отслоение резины от армировки у металдорези-новой шайбы более чем на 20 % общей площади, а у сайлент-блоков — более чем на 10 % высоты и 20 % длины окружности;

• у отверстий резиновых деталей имеются надрывы, трещины, а также значительное искажение формы.

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.

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:    

                                                                (42)

 

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.).

В основе современных методов расчета ремней на долговечность лежит уравнение кривой усталости и определение максимального напряжения в ремне. Упрощенный расчет ремней на долговечность производят исходя из прогибов ремня.

Критерием долговечности в этом случае является число пробегов ремня до появления признаков усталостного разрушения

,                                                                           (43)

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.

39. Работа передачи трением с гибкой связью( силы натяжения ветвей).

Углы  и , 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

        (1)

где L — расчетная длина ремня; D ₁ и D ₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов.

Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдать­ся условие:

  

                                                                                                 (2)

при этом а должно быть не более 15 м.

2. Расчетная длина ремня

                                                      (3)

на сшивку добавляют еще 100—300 мм.

3. Диаметр ведущего шкива (малого), мм

                                                                                   (4)

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

4. Диаметр ведомого шкива

                                                                                        (5)

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:

                                                                                  (6)

В формуле (6) выражение

                                                                                                  (7)

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 ( и ), чтобы соблюдалось условие

                                                                                              (8)

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

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

                                                                                    (9)

где , — угловая скорость и частота вращения ведущего шкива; ,  — то же, ведомого шкива; ,  — диаметры ведущего и ведомого шкивов;  — коэффициент скольжения.

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

                                                                     

 Начальная сила натяжения ремня.

Начальная сила натяжения ремня (рис. 2, а)

где А — площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи; площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной передачи. Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня в нагруженной передаче можно определить из условия равновесия шкива (рис. 2, б) T₁=0,5d₁(F₁-F₂)=0,5d₁F_t, откуда

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

Из выражений следует:

 

Помимо рассмотренного способа определения сил в ветвях ремня при работе передачи существует способ, основанный на рассмотрении условия равновесия гибкой нерастяжимой нити, охватывающей негладкий барабан (шкив). При этом учитывают влияние центробежных сил, создающих дополнительное натяжение ветвей ремня.

Выделим из работающего ремня в пределах охвата им малого шкива элемент, соответствующий центральному углу d_a (рис 2, в). При движении ремня с постоянной скоростью этот элемент ремня можно считать находящимся в состоянии равновесия, если к фактически действующим на него силам добавить его центробежную силу инерции. Итак, на выделенный элемент ремня действуют (рис. 2, г) силы
F и F+dF, возникающие в торцовых поперечных сечениях элемента,
dC - центробежная сила, приложенная к центру тяжести элемента и направленная по радиусу от оси вращения; dN - нормальная реакция шкива;
dF_ƒ — сила трения между шкивом и элементом.

40. Конструкция, назначение, силовой и кинематический расчеты передачи винт-гайка.

Передача винт-гайка (рис. 1) состоит из винта 1 и гайки 2, сопри­ касающихся винтовыми поверхностями.

Передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное (при больших углах подъема винтовой линии, порядка > 12°). При этом вращение закрепленной от осевых перемещений гайки вызывает поступательное перемещение винта, или вращение закрепленного от осевых перемещений винта приводит к по­ступательному перемещению гайки. Когда угол подъема больше угла трения, эту передачу можно использовать для преобразования поступательного движения во вращательное.

 

Рис. 1. Передача винт-гайка

Различают два типа передач винт-гайка:

- передачи трения скольжения или винтовые пары трения скольжения (рис. 1-3);

- передачи трения качения или шариковые винтовые пары (рис. 4) Ведущим элементом в передаче, как правило, является винт, ведомым - гайка. В передачах винт-гайка качения на винте и в гайке выполнены винто­вые канавки (резьба) полукруглого профиля, служащие дорожками ка­чения для шариков.

Конструктивно передача винт-гайка может быть вы­полнена:

- с вращательным движением винта и поступательным движением гайки (см. рис. 1);

- с вращающимся и одновременно поступательно перемещающимся винтом при неподвижной гайке (см. рис. 2);

- с вращательным движением гайки 1 и поступательным движением винта 2 (см. рис. 3).

Передачи винт-гайка находят применение в устройствах, где требует; получать большой выигрыш в силе, например в домкратах, винтовых прес­сах, нагрузочных устройствах испытательных машин, механизмах металлорежущих станков или в измерительных и других механизмах для точных делительных перемещений.

 

Достоинства и недостатки передачи винт-гайка скольжения.

Основные достоинства:

1. возможность получения большого выигрыша в силе;

2. высокая точность перемещения и возможность получения медленного движения;

3. плавность и бесшумность работы;

4. большая несущая способность при малых габаритных размерах;

5. простота конструкции.

Недостатки передач винт-гайка скольжения:

1. большие потери на трение и низкий КПД;

2. затруднительность применения при больших частотах вращения.

Достоинства и недостатки шариковинтовой передачи.

Основные достоинства:

1. малые потери на тре­ние. КПД передачи достигает 0,9 и выше;

2. высокая несущая способ­ность при малых габаритах;

3. возможность получения малых и точных перемещений;

4. отсутствие осевого и радиального зазоров (то есть мертвого хода);

5. высокий ресурс.

Недостатки.

1. Требование высо­кой точности изготовления, слож­ность конструкции гайки.

2. Требо­вание хорошей защиты передачи от загрязнений.

Применение.

Шариковинтовые передачи применяют в механизмах точных перемещений, в следящих системах и в ответственных силовых передачах (станкостроение, робото­техника, авиационная и космическая техника, атомная энергетика и др.). При вращении винта шарики вовлекаются в движение по винтовым канавкам (см. рис. 4), поступательно перемещают гайку и через перепускной канал возвращаются обратно. Перепускной канал выполняют между соседними или между первым и последним (рис. 4) витками гайки. Таким образом, перемещение шариков происходит по замкнутой внутри гайки траектории.

⇐ Предыдущая891011121314151617Следующая ⇒

Поделиться: