Лекция № 2. Ременные передачи.

Вопросы, изложенные в лекции:

1. Общие сведения о передачах.

2. Ременные передачи.

Общие сведения о передачах.

Передачей будем называть устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии от первой.

В зависимости от вида передаваемой энергии передачи делятся на механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п. В курсе деталей машин изучаются, в основном, механические передачи.

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

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

Классификация механических передач вращательного движения:

1. По способу передачи движения от входного вала к выходному:

1.1. Передачи зацеплением:

1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения - зубчатые, червячные, винтовые;

1.1.2. с гибкой связью - цепные, зубчато-ременные.

1.2. Фрикционные передачи:

1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные;

1.2.2. с гибкой связью - ременные.

2. По взаимному расположению валов в пространстве:

2.1. с параллельными осями валов - зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные;

2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые;

2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика.

3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплици­рующие (повышающие).

4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным (изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе) передаточным отношением.

5. По подвижности осей и валов: передачи с неподвижными осями валов - рядовые (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами).

6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые.

7. По конструктивному оформлению: закрытые и открытые (безкорпусные).

Главными характеристиками передачи, необходимыми для ее расчета и проектирования, являются мощности и скорости вращения на входном и выходном валах - P_вх, P_вых, w_вх, w_вых. В технических расчетах вместо угловых скоростей обычно используются частоты вращения валов - n_вх и n_вых. Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью w (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом:

и (2.1)

Отношение мощности на выходном валу передачи P_вых (полезной мощности) к мощности P_вх , подведенной к входному валу (затраченной), принято называть коэффициентом полезного действия (КПД):

(2.2)

Отношение потерянной в механизме (машине) мощности ( P_вх - P_вых ) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь, который можно выразить следующим образом:

(2.3)

Следовательно сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице:

(2.4)

Для многоступенчатой передачи, включающей k последовательно соединенных ступеней, общий КПД равен произведению КПД отдельных ступеней:

. (2.5)

Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач.

Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам:

усилие, действующее по линии движения на поступательно движу­щейся детали (например, на ползуне кривошипно-ползунного механизма) F=P/v, где P - мощность, подведенная к этой детали, а v - ее скорость;

аналогично, момент, действующий на каком-либо из валов передачи (редуктора, коробки передач, трансмиссии), T=P/w, где P - мощность, подведенная к этому валу, а w - скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения:

. (2.6)

Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала), лежащей на диаметре D этого элемента будет равна:

. (2.7)

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

. (2.8)

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

, (2.9)

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

Однако в технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения, поскольку оно не определяет нагрузки, действующие в передаче. В таких расчетах используется передаточное число, которое представляет собой абсолютную величину передаточного отношения:

. (2.10)

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

. (2.11)

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

Ременные передачи.

Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма.

Ременная передача (рис. 2.1) состоит из двух или большего числа шкивов, насаженных на валы, участвующие в передаче вращательного движе­ния, и гибкой связи, называемой ремнем, которая охватывает шкивы с целью передачи движения от ведущего шкива ведомому (или ведомым) и взаимодействует с ними посредством сил трения или зубчатого зацепления.

Основную часть лекции посвятим фрикционным ременным передачам, поэтому далее под термином ременная передача, если это не будет оговорено особо, будем понимать именно фрикционную передачу.

Рис. 2.1. Принципиальная схема ременной передачи и основные виды фрикционных ремней: а)плоский; б)клиновой; в)круглый; г)поликлиновой.

Ременные передачи трением – наиболее старый и простой по конструкции вид передачи. Эти передачи и в настоящее время находят достаточно широкое применение, они широко применяются на быстроходных ступенях привода (передача вращения от электродвигателей к последующим механизмам). В двигателях внутреннего сгорания МГКМ ременные передачи применяются для привода вспомогательных агрегатов (вентилятор, насос системы водяного охлаждения, электрический генератор), а зубчатоременная передача применяется в некоторых автомобильных двигателях для привода газораспределительного механизма.

Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках.

Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

Классификация ременных передач:

1. По форме поперечного сечения ремня: плоскоременные (попе­речное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 2.1.а); клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б); поликлиноременные (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции рис. 2.1.г); круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга рис. 2.1.в); зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов).

2. По взаимному расположению валов и ремня: с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении – открытая передача (шкивы вращаются в одном направлении); с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях – перекрестная передача (шкивы вращаются во встречных направлениях); оси валов перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90°) – полуперекрестная передача.

3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: с одношкивными валами; с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала).

4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная, трех-, четырех- и многовальная передача.

5. По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

Рис. 2.2. Геометрия открытой ременной передачи.

Геометрические соотношения в ременной передаче рассмотрим на примере открытой плоскоременной передачи (рис. 2.2). Межосевое расстояние а – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D₁ (он, как правило, является ведущим) и D₂ (ведомый шкив). При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры d_р1 и d_р2. Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня- 2g, а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива) a₁. Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит

, (2.12)

а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах допустимым является приближение g » sing, то есть

. (2.13)

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

(2.14)

в радианной мере, или

(2.15)

в градусах.

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

. (2.16)

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

. (2.17)

С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают

для плоского ремня ,

а для клинового – ,

где h_p – высота поперечного сечения ремня (толщина ремня).

В процессе работы передачи ремень обегает ведущий и ведомый шкивы, чем короче ремень (чем меньше L_p ) и чем быстрее он движется (чем больше его скорость V_p ), тем чаще происходит контактирование его рабочей поверхности с поверхностью шкивов и тем интенсивнее он изнашивается. Поэтому отношение V_p / L_p (его размерность в системе СИ – с^-1) характеризует долговечность ремня в заданных условиях его работы – чем больше величина этого отношения, тем ниже при прочих равных условиях долговечность ремня. Обычно принимают

для плоских ремней V_p / L_p = (3…5) с^-1,

для клиновых - V_p / L_p = (20…30) с^-1.

Силовые соотношения в ременной передаче. Необходимым условием нормальной работы любой фрикционной передачи, включая ременные, является наличие сил нормального давления между поверхностями трения. В ременной передаче такие силы возможно создать только за счет предварительного натяжения ремня. При неработающей передаче силы натяжения обеих ветвей будут одинаковыми (обозначим их F₀, как на рис 2.3.а). В процессе работы передачи набегающая на этот шкив ветвь ремня за счет трения ведущего шкива о ремень получает дополнительное натяжение (обозначим силу натяжения этой ветви F₁ ), в то время как вторая, сбегающая с ведущего шкива, ветвь ремня несколько ослабляется (её силу натяжения обозначим F₂, см. рис. 2.3.б). Тогда, очевидно, окружное усилие, передающее рабочую нагрузку , но с другой стороны, как и для всякой передачи вращения (см. (2.8)), а для поступательно движущихся ветвей ремня можно записать , где P – мощность передачи, а V_p средняя скорость движения ремня. Суммарное натяжение ветвей ремня остается неизменным, как в работающей, так и в неработающей передаче, то есть . Но по формуле Эйлера для ремня, охватывающего шкив, , где – основание натурального логарифма ( e » 2, 7183), f – коэффициент трения покоя (коэффициент сцепления) между материалами ремня и шкива (табл. 2.1), a – угол охвата ремнем шкива (определен выше).

С учетом высказанных соображений и используя известные соотношения нетрудно получить зависимость для вычисления оптимальной величины сил предварительного натяжения ремня

, (2.18)

а из последнего, выражая тяговое усилие на ведущем шкиве в соответствии с (2.8), получим

, (2.19)

Рис. 2.3. Силы в ременной передаче.

где индексы « 1 » указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи. Если величину предварительного натяжения ремня сделать меньшей по сравнению с представленным в выражении (2.19), то произойдет буксование (проскальзывание) ремня, и переданная на выходной вал мощность уменьшится до величины, соответствующей фактическому значению силы предварительного натяжения. Если же силы предварительного натяжения ветвей будут больше оптимальной величины, необходимой для передачи заданной мощности, то возрастёт относительная доля мощности, затраченная на упругое скольжение ремня по шкивам, что также приведет к снижению мощности на выходном валу передачи, то есть к уменьшению её КПД.

Аналогично, сила натяжения веду­щей ветви составит

. (2.20)

Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (j).

. (2.21)

Коэффициент тяги характеризует качество работы передачи. Его оптимальное значение нетрудно найти, используя выражение (2.18),

. (2.22)

Как видно из последнего 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 j₀ для ремней из различ­ных материалов и угла охвата ремнем сталь­ного ведущего шкива, равного 180°, пред­ставлены в табл. 2.1.

Таблица 2.1 Коэффициенты сцепления и коэффициент тяги для некоторых материалов ремней по стальному шкиву. Материал ремня Коэфф. сцепления f Оптимальный коэфф. тягиj0 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

Кинематика ременной передачи. 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:

⇐ Предыдущая12345678910Следующая ⇒

Поделиться: