Ременные передачи. Виды, геометрия и кинематика. Расчет ременных передач. Лекция 1

Август 6, 2022

Главная
Физика
Ременные передачи. Виды, геометрия и кинематика. Расчет ременных передач. Лекция 1

Содержание

2. 1. Применение, разновидности, кинематика и геометрия ременной передачи Принцип действия и классификация. Схема ременной передачи изображена
3. В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную (рис. 12.2, а), клиномеренную (рис. 12.2, б)
4. Рис. 12.3
5. Рис. 12.4
6. По сравнению с другими типами передач рем-енная обладает рядом особенностей, которые определяют целесообразность ее применения. Для
7. − плавность и бесшумность работы, обуслов-ленные эластичностью ремня и позволяющие работать при высоких скоростях; − предохранение
8. Основными недостатками ременной пере-дачи являются: − повышенные габариты (для одинаковых условий диаметры шкивов примерно в пять
9. − низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000 ч). Ременные передачи применяют преимущест-венно в
10. В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конс-трукции значительно сократилось. Плоские
11. 2. Основы расчета ременных передач Теоретические основы расчета являются общими для всех типов ремней. Критерии работоспособности
12. Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать v2 где ε −
13. При нормальных рабочих нагрузках ε ≈ 0,01...0,02. Небольшое значение ε позволяет приближенно прини-мать Геометрические параметры передачи.
14. При геометрическом расчете известными обычно являются d1, d2, и a, определяют угол α и длину ремня
15. При этом Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата: При заданной длине ремня
16. 3. Силы и напряжения на ветвях ременной передачи Силы и силовые зависимости. На рис. 12.6 пока-зано
17. Здесь обозначено: F0 − предварительное натяжение ремня; F1 и F2 − натяжение ведущей и ведомой ветвей
18. Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей вет-ви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рис. 12.6). Запишем или Из равенств
19. нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая
20. По условиям равновесия, (сумма моментов) или fdR = dF; (сумма проекций). Отбрасывая члены второго порядка малости
21. или Решая совместно уравнения (12.8) и (12.11) с учетом (12.9), находим: Формулы (12.12) устанавливают связь сил
22. Если то начнется буксование ремня. Нетрудно установить [см. формулу (12.12)], что увеличение значений f и α
23. Напряжения в ремне. Наибольшие напряжения создаются в ведущей ветви ремня. Они складываю-тся из σ1, σv и
24. Согласно формуле (12.8), полезное напряжение можно представить как разность напряжений вед-ущей и ведомой ветвей: σt =
25. По закону Гука, где ε − относительное удлинение, Е − модуль упругос-ти. Значение ε найдем, рассматривая
26. Формула (12.16) позволяет отметить, что основ-ным фактором, определяющим значение напряжений изгиба, является отношение толщины ремня к
27. Влияние отдельных составляющих суммарного напряжения на тяговую способность передачи и долговечность ремня. Тяговая способность передачи характеризуется
28. Учитывая формулу (12.12), нетрудно убедиться, что допустимое по условию отсутствия буксования σt возра-стает с увеличением напряжения
29. На графике по оси ординат отсчитывают относитель-ное скольжение ε и к.п.д., а по оси абсцисс –
30. Коэффициент тяги ϕ позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня F0 используется полезно для
31. Дальнейшее увеличение нагрузки приводит к частичному, а затем и полному буксованию. В зоне ϕ0…ϕmax наблюдается как
32. Размер зоны частичного буксования характеризует способность передачи воспринимать кратковременные перегрузки. Отношение ϕmax/ϕ0 для ремней: плоских кожаных
33. где s ≈ 1,2...1,4 − запас тяговой способности по буксованию. Кривые скольжения получают при испытаниях ремней
34. где Cα − коэффициент угла обхвата, учитывающий снижение тяговой способности передачи с уменьшением угла обхвата: α,
35. Ср − коэффициент режима нагрузки, учитывающий влияние периодических колебаний нагрузки на долговеч-ность ремня. Примечание. Меньшие значения
37. Скачать презентацию

Слайд 2

1. Применение, разновидности, кинематика
и геометрия ременной передачи
Принцип действия и классификация.

Схема ременной передачи изображена на рис. 12.1.

Передача состоит из двух шкивов, зак-репленных на валах, и ремня, охватыва-ющего шкивы.

Слайд 3

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную (рис. 12.2,

а), клиномеренную (рис. 12.2, б) и круглоременную (рис. 12.2, в) передачи.

Слайд 4

Рис. 12.3

Слайд 5

Рис. 12.4

Слайд 6

По сравнению с другими типами передач рем-енная обладает рядом особенностей, которые

определяют целесообразность ее применения.
Для оценки ременной передачи сравним ее с зубчатой передачей, как наиболее распрост-раненной.
При этом можно отметить следующие основ-ные преимущества ременной передачи:
− возможность передачи движения на значи-тельное расстояние (до 15 м и более);

Слайд 7

− плавность и бесшумность работы, обуслов-ленные эластичностью ремня и позволяющие работать

при высоких скоростях;
− предохранение механизмов от резких коле-баний нагрузки вследствие упругости ремня;
− предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня;
− простота конструкции и эксплуатации (пере-дача не требует смазки).

Слайд 8

Основными недостатками ременной пере-дачи являются:
− повышенные габариты (для одинаковых условий

диаметры шкивов примерно в пять раз больше диаметров зубчатых колес);
− некоторое непостоянство передаточного отношения, вызванное зависимостью скольже-ния ремня от нагрузки;
− повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяже-нием ремня (увеличение нагрузки на валы в 2...3 раза по сравнению с зубчатой передачей);

Слайд 9

− низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000

ч).
Ременные передачи применяют преимущест-венно в тех случаях, когда по условиям конс-трукции валы расположены на значительных расстояниях. Мощность современных передач не превышает обычно 50 кВт.
В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают обычно на быстроход-ную ступень, как менее нагруженную.

Слайд 10

В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни.
Применение плоских ремней старой

конс-трукции значительно сократилось.
Плоские ремни новой конструкции (пленоч-ные ремни из пластмасс) получают распрост-ранение в высокоскоростных передачах.
Круглые ремни применяют только для малых мощностей: в приборах, машинах домашнего обихода и т. п.

Слайд 11

2. Основы расчета ременных передач
Теоретические основы расчета являются общими для всех

типов ремней.
Критерии работоспособности и расчета.
Основными критериями работоспособности рем-енных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разру-шением ремня от усталости.
В настоящее время основным расчетом ремен-ных передач является расчет по тяговой способ-ности.

Слайд 12

Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах
Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать

v2где ε − коэффициент скольжения. При этом пере-даточное отношение
В дальнейшем показано, что величина зависит от наг-рузки, поэтому в ременной передаче передаточное отно-шение не является строго постоянным.

Слайд 13

При нормальных рабочих нагрузках ε ≈ 0,01...0,02. Небольшое значение ε позволяет

приближенно прини-мать
Геометрические параметры передачи.
На рис. 12.5. а − межосевое расстояние; β − угол между ветвями ремня; α − угол обхвата ремнем малого шкива.

Слайд 14

При геометрическом расчете известными обычно являются d1, d2, и a, определяют

угол α и длину ремня l. Вследствие вытяжки и провисания ремня значения и не являются точными и опре-деляются приближенно:
Учитывая, что β/2 практически не превышает 15°, приближенно принимаем значение синуса равным аргументу и запишем

Слайд 15

При этом
Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:
При

заданной длине ремня межосевое расстояние

Слайд 16

3. Силы и напряжения на ветвях
ременной передачи
Силы и силовые

зависимости. На рис. 12.6 пока-зано нагружение ветвей ремня в двух случаях:
T1=0 (рис. 12.6,а) и T1>0 (рис. 12.6, б).

Слайд 17

Здесь обозначено:
F0 − предварительное натяжение ремня;
F1 и F2 −

натяжение ведущей и ведомой ветвей в нагруженной передаче;
Ft = 2T1/d1 − окружная сила передачи.
По условию равновесия шкива имеем
или
Связь между F0, F1, и F2 можно установить на основе следующих рассуждений.
Геометрическая длина ремня не зависит от наг-рузки [см. формулу (12.6)] и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче.

Слайд 18

Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей вет-ви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рис.

12.6). Запишем
или
Из равенств (12.8) и (12.9) следует:
Получили систему двух уравнений с тремя неизвест-ными: F0, F1, F2. Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки F1 но не вскрывают способности передавать эту

Слайд 19

нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения

между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером.
На рис. 12.7. F − натяжение ремня в сечении под углом ϕ;
dR − нормальная реакция шкива на элемент ремня, ограниченный углом dϕ;
fdR − элементарная сила трения.

Слайд 20

По условиям равновесия,
(сумма моментов) или fdR = dF;
(сумма проекций).
Отбрасывая члены второго

порядка малости и прини-мая sin(dϕ/2) ≈ dϕ/2, получаем
Исключая dR находим
Интегрируя, получаем

Слайд 21

или
Решая совместно уравнения (12.8) и (12.11) с учетом (12.9), находим:
Формулы (12.12)

устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой Ft и факторами трения f и α. Они позволяют также определить мини-мально необходимое предварительное натяжение ремня F0, при котором еще возможна передача заданной наг-рузки Ft.

Слайд 22

Если
то начнется буксование ремня.
Нетрудно установить [см. формулу (12.12)], что увеличение значений

f и α благоприятно отражается на работе передачи. Эти выводы приняты за основу при создании конструкций клиноременной пере-дачи и передачи с натяжным роликом.
В первой передаче использован принцип искусст-венного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй − увеличивают угол обхвата α установкой натяжного ролика.

Слайд 23

Напряжения в ремне. Наибольшие напряжения создаются в ведущей ветви ремня. Они

складываю-тся из σ1, σv и σи:
Учитывая формулу (12.10), напряжение σ1 можно представить в виде
где
σt − так называемое полезное напряжение;
σ0 − напряжение от предварительного натяжения.

Слайд 24

Согласно формуле (12.8), полезное напряжение можно представить как разность напряжений вед-ущей

и ведомой ветвей: σt = σ1−σ2.
В той части ремня, которая огибает шкив, возни-кают напряжения изгиба σи (рис. 12.8).

Слайд 25

По закону Гука,
где ε − относительное удлинение, Е − модуль упругос-ти.

Значение ε найдем, рассматривая участок дуги ремня, ограниченный углом dϕ. Длина нейтральной (средней) линии на этом участке равна (d/2)dϕ, а длина наружней линии (d/2+δ/2)dϕ.
Удлинение наружнего волокна будет
(d/2+δ/2)dϕ − (d/2)dϕ=δ/2)dϕ.
Относительное удлинение ε = (δ/2)dϕ/(d/2)dϕ и далее

Слайд 26

Формула (12.16) позволяет отметить, что основ-ным фактором, определяющим значение напряжений изгиба,

является отношение толщины ремня к диаметру шкива. Чем меньше это отношение, тем меньше напряжение изгиба в ремне.
Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набегания ремня на малый шкив
Эпюра распределения напряжений по длине ремня изображена на рис. 12.9.

Слайд 27

Влияние отдельных составляющих суммарного напряжения на тяговую способность передачи и долговечность

ремня. Тяговая способность передачи характеризуется значением максимально допустимой окружной силы Ft или полезного напряжения σt.

Слайд 28

Учитывая формулу (12.12), нетрудно убедиться, что допустимое по условию отсутствия буксования

σt возра-стает с увеличением напряжения от предварительного натяжения σ0:
Однако практика показывает значительное снижение долговечности ремня с увеличением σ0.
Кривые скольжения и к.п.д. Работоспособность ременной передачи принято характеризовать кривыми скольжения и к.п.д (рис. 12.10). Такие кривые являются результатом испытаний ремней различных типов и материалов.

Слайд 29

На графике по оси ординат отсчитывают относитель-ное скольжение ε и к.п.д.,

а по оси абсцисс – нагрузку передачи, которую выражают через коэффициент тяги

Слайд 30

Коэффициент тяги ϕ позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения

ремня F0 используется полезно для передачи нагрузки Ft, т.е. характеризует степень загруженности передачи. Целесообразность выра-жения нагрузки передачи через безразмерный коэффици-ент ϕ объясняется тем, что скольжение и к.п.д. связаны именно со степенью загруженности передачи, а не с абсо-лютным значением нагрузки.
На начальном участке кривой скольжения от 0 до ϕ0 наблюдается только упругое скольжение. Так как упру-гие деформации ремня приближенно подчиняются зако-ну Гука, этот участок близок к прямолинейному.

Слайд 31

Дальнейшее увеличение нагрузки приводит к частичному, а затем и полному буксованию.

В зоне ϕ0…ϕmax наблюдается как упругое скольжение, так и буксование. Они разделяются продолжением прямой штриховой линией.
Рабочую нагрузку рекомендуют выбирать вблизи критического значения ϕ0 и слева от нее. Этому значению соответствует также и максимальное значение к.п.д.
Работу в зоне частичного буксования допускают только при кратковременных перегрузках, например при пуске. В этой зоне к.п.д. резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение ремня, а ремень быстро изнашивается.

Слайд 32

Размер зоны частичного буксования характеризует способность передачи воспринимать кратковременные перегрузки.
Отношение ϕmax/ϕ0

для ремней:
плоских кожаных и шерстяных − 1,35...1,5;
прорезиненных − 1,15...1,3;
хлопчатобумажных − 1,25... 1,4;
клиновых − 1,5...1,6.
Допускаемые полезные напряжения в ремне.
Определив по кривым скольжения ϕ0, находят полез-ное допускаемое напряжения для испытуемой передачи (см. предыдущую формулу):

Слайд 33

где s ≈ 1,2...1,4 − запас тяговой способности по буксованию.
Кривые скольжения

получают при испытаниях ремней на типовых стендах при типовых условиях: α=180°, v = 10 м/с, нагрузка равномерная, передача горизонтальная.
Переход от значений [σt]0 для типовой передачи к допускаемым полезным напряжениям [σt] для про-ектируемой передачи производят с помощью коррек-тирующих коэффициентов:

Слайд 34

где Cα − коэффициент угла обхвата, учитывающий снижение тяговой способности передачи

с уменьшением угла обхвата:
α, град …150 160 170 180 200 220
Cα…….…0,91 0,94 0,97 1,0 1,1 1,2
Cv − скоростной коэффициент, вводимый только для передачи без автоматического регулирования натяжения (см. ниже) и учитывающий уменьшение прижатия ремня к шкиву под действием центробежных сил:
v, м/с ...... 5 10 15 20 25 30
Cv ………1,03 1,00 0,95 0,88 0,79 0,68

Слайд 35

Ср − коэффициент режима нагрузки, учитывающий влияние периодических колебаний нагрузки на

долговеч-ность ремня.
Примечание. Меньшие значения для поршневых и других подобных двигателей.

Ременные передачи. Виды, геометрия и кинематика. Расчет ременных передач. Лекция 1

Содержание

1. Применение, разновидности, кинематика и геометрия ременной передачиПринцип действия и классификация.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную (рис. 12.2,

Рис. 12.3

Рис. 12.4

По сравнению с другими типами передач рем-енная обладает рядом особенностей, которые

− плавность и бесшумность работы, обуслов-ленные эластичностью ремня и позволяющие работать

Основными недостатками ременной пере-дачи являются: − повышенные габариты (для одинаковых условий

− низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000

В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни.Применение плоских ремней старой

2. Основы расчета ременных передачТеоретические основы расчета являются общими для всех

Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивахУчитывая упругое скольжение ремня, можно записать

При нормальных рабочих нагрузках ε ≈ 0,01...0,02. Небольшое значение ε позволяет

При геометрическом расчете известными обычно являются d1, d2, и a, определяют

При этомДлина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:При

3. Силы и напряжения на ветвях ременной передачи Силы и силовые

Здесь обозначено: F0 − предварительное натяжение ремня; F1 и F2 −

Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей вет-ви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рис.

нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения

По условиям равновесия,(сумма моментов) или fdR = dF;(сумма проекций).Отбрасывая члены второго

илиРешая совместно уравнения (12.8) и (12.11) с учетом (12.9), находим:Формулы (12.12)

Еслито начнется буксование ремня.Нетрудно установить [см. формулу (12.12)], что увеличение значений