Приводные ремни и область их применения

Кинематические параметры ременных передач

В ременных передачах наблюдается два вида скольжения ремня по шкивам:

– упругое скольжение;

– буксование.

Упругое скольжение имеет место при любой нагрузке, а буксование только при перегрузке. Упругое скольжение вызвано разностью натяжений ведущей и ведомой ветвей, создаваемой нагрузкой. Дуги упругого скольжения АС (рис. 7.4) располагаются со стороны сбегающей ветви. Положение точки С определяется из условия равенства окружной силы и суммарной силы трения, приложенной к ремню на дуге АС.

На дуге ВС ремень остается в состоянии покоя. Эту дугу называют дугой покоя. Сумма дуг упругого скольжения и покоя равна дуге обхвата, определяемой углом .

С увеличением окружной силы дуга упругого скольжения возрастает, а дуга покоя уменьшается. При достижении значения, равного запасу сил трения, дуга покоя станет равной нулю, а дуга упругого скольжения распространится на всю дугу обхвата. В результате равновесие нарушается и происходит буксование.

 

 

Рис. 7.4. Параметры ременной передачи

 

Окружные скорости на шкивах , м/с, (рис. 7.4) определяются по формулам

; ,

где – диаметры, соответственно, ведущего и ведомого шкивов, м; – частоты вращения, соответственно, ведущего и ведомого шкивов, об/мин.

Из-за наличия упругого скольжения ремня по шкивам < или

,

где – коэффициент относительного скольжения.

Коэффициент относительного скольжения определяется как разность относительных удлинений ведущей и ведомой ветвей ремня:

.

С учетом закона Гука имеем

, (7.1)

где – напряжения от натяжений, соответственно, ведущей и ведомой ветвей ремня (см. рис. 7.5), ЕА – жесткость сечения ремня при деформации растяжения; Е – модуль продольной упругости материала ремня; А – площадь поперечного сечения ремня.

Из формулы (7.1) видно, что значение зависит от нагрузки , поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным:

.

При нормальных рабочих нагрузках : – для прорезиненных плоских ремней; – для кожаных ремней; – для кордтканевых клиновых ремней; – для кордошнуровых клиновых ремней.

 

Силы и силовые зависимости

На рис. 7.5 показано нагружение ремня в двух случаях: и Т > 0.

По условию равновесия шкива имеем

,

или

. (7.2)

 

Рис. 7.5

 

Геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче. Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви. В соответствии с этим имеем

; ,

или

, (7.3)

где – начальное натяжение ремня; – изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня.

Из равенств (7.2) и (7.3)следует:

. (7.4)

Уравнения (7.4) устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня в зависимости от нагрузки , но не вскрывают тяговой способности передачи, связанной со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером:

; ; , (7.5)

где – угол скольжения (см. рис. 7.4); – коэффициент трения; – в данном случае рабочее начальное натяжение ремня.

Формулы (7.5) позволяют определить минимально необходимое начальное натяжение ремня , при котором еще возможна передача заданной нагрузки .

Если предельное начальное натяжение ремня

< ,

То начинается буксование ремня.

Из формул (7.5) следует, что увеличение значений и благоприятно сказывается на работе передачи. Эти выводы приняты за основу при создании конструкций клиноременной передачи (использован принцип искусственного повышения трения за счет заклинивания ремня в канавках шкива) и передачи с натяжным роликом (увеличивается угол обхвата ).

При круговом движении ремня со скоростью возникает дополнительное натяжение ремня от центробежных сил, Н:

,

где – плотность материала ремня, кг/м³; А – площадь поперечного сечения ремня, м².

Натяжение ослабляет полезное действие предварительного натяжения : уменьшает силу трения и, соответственно, уменьшает тяговую способность передачи. Влияние центробежных сил на работоспособность передачи существенно при скоростях > 20 м/с.

 

Напряжения в ремне

Наибольшее напряжение возникает в ведущей ветви в месте набегания ремня на меньший шкив (рис. 7.6):

, (7.6)

где – напряжение от натяжения ведущей ветви ремня; – напряжение от действия центробежных сил; – напряжения изгиба в месте огибания ремнем меньшего шкива.

Напряжения и определяются по формулам

; (7.7)

,

где – напряжение от начального натяжения ремня; – напряжение от передаваемой нагрузки (полезное напряжение).

 

Рис. 7.6. Эпюра напряжений

 

Подставляя (7.7), в формулу (7.6), окончательно получим

. (7.8)

Используя закон Гука при деформации растяжения (), можно определить напряжение изгиба:

.

Основным фактором, определяющим значение напряжения изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру меньшего шкива . Чем меньше данное отношение, тем меньше напряжение .

Если условие (7.8) не выполняется, т.е. > , то следует увеличить диаметр меньшего шкива , либо принять большее сечение ремня (для плоскоременных передач следует увеличить ширину ремня , для клиноременных передач – число ремней или выбрать большее сечение ремня, для поликлиновых ремней – число клиньев ремня) и повторить расчет передачи.

Тяговая способность передачи характеризуется значением максимально допустимой окружной силы или полезного напряжения . Учитывая формулу (7.5), можно убедиться, что допустимое по условию отсутствия буксования напряжение возрастает с увеличением напряжения :

Однако практика показывает значительное снижение долговечности ремня с увеличением напряжения . Значение полезного напряжения (значение нагрузки) влияет на долговечность ремня примерно так же, как и напряжение .

Для наиболее распространенных на практике среднескоростных (v < 20 м/с) и тихоходных (v < 10 м/с) ременных передач влияние напряжений от центробежных сил незначительно.

Сопоставляя значения различных составляющих суммарного напряжения в ремне и учитывая, что по соображениям компактности передачи стремятся получать низкие отношения , можно отметить напряжения изгиба как наибольшие. Часто эти напряжения в несколько раз превышают остальные составляющие напряжения .

В отличие от напряжений и увеличение не способствует повышению тяговой способности передачи. Более того, напряжения изгиба, как периодически изменяющиеся, являются главной причиной усталостного разрушения ремней.

 

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 

Общие сведения

 

Цепная передача – это механизм, предназначенный для передачи движения между параллельными валами посредством зацепления многозвенной гибкой связи (цепи) с жесткими звеньями (звездочками).

Применяют цепные передачи с одной или несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов цепные передачи также включают в себя натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения.

Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают ее гибкость или подвижность.

В зависимости от назначения различают:

– приводные цепи, предназначенные для передачи движения от источника энергии к приемному органу;

– грузовые цепи, предназначенные для подъема груза;

– тяговые цепи, предназначенные для передачи тягового усилия.

Цепные передачи широко используются в сельскохозяйственных и подъемнотранспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях.

Достоинства:

– возможность работы в широком диапазоне межосевых расстояний (до 8 м или до 80 t, где t – шаг цепи);

– меньшие габариты по сравнению с ременными передачами;

– отсутствие скольжения;

– сравнительно высокий КПД (0,96…0,98);

– малые нагрузки на валы по сравнению с ременными передачами, так как нет необходимости в большом начальном натяжении;

– легкость замены цепи;

– возможность передачи движения от одной ведущей нескольким ведомым звездочкам с разным направлением вращения.

Недостатки:

– значительный износ шарниров цепи и зубьев звездочек;

– неравномерность движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек и больших шагах, что вызывает колебание передаточного отношения, хотя эти колебания незначительные;

– шум и вибрации при работе, особенно при высоких скоростях и передачах с втулочными и роликовыми цепями;

– недостаточная защищенность от попадания пыли и грязи (увеличивается износ);

– плохие условия смазки (увеличивается износ);

– необходимость регулировки натяжения цепи;

– необходимость тщательного монтажа передачи для обеспечения параллельности осей звездочек и совпадения средних плоскостей их зубчатых венцов.

В сочетании с зубчатыми передачами цепные передачи устанавливают на тихоходной более нагруженной ступени.

 

 

Приводные роликовые цепи

По ГОСТ 13568-97 изготавливают следующие типы приводных роликовых цепей:

ПРА – приводная роликовая однорядная нормальной точности;

ПР – приводная роликовая однорядная повышенной точности;

2ПР – приводная роликовая двухрядная повышенной точности;

3ПР – приводная роликовая трехрядная повышенной точности;

4ПР – приводная роликовая четырехрядная повышенной точности;

ПРД – приводная роликовая длиннозвенная;

ПРИ – приводная роликовая с изогнутыми пластинами.

Конструкция приводной роликовой цепи показана на рис. 8.1. В роликовых цепях внешние звенья напрессованы на валики, внутренние – на втулки. Втулки надеваются на валики сопряженных звеньев, образуя тем самым шарниры. Благодаря роликам трение скольжения между цепью и звездочками заменяется трением качения, что уменьшает износ зубьев звездочек.

 

Рис. 8.1. Приводная роликовая однорядная цепь:

1 – внешнее звено; 2 – внутреннее звено; 3 – валик; 4 – втулка; 5 – ролик

 

При больших нагрузках и скоростях для снижения динамических нагрузок в место однорядных цепей с большими шагами применяют многорядные цепи с меньшим шагом. Передаваемые мощности и разрушающие нагрузки почти пропорциональны числу рядов.

Роликовые цепи применяют при окружных скоростях до 20 м/с.

Цепи приводные роликовые длиннозвенные выполняют с удвоенным шагом по сравнению с обычными роликовыми цепями. Поэтому они легче и дешевле. Их целесообразно применять при малых скоростях, например, в сельскохозяйственном машиностроении.

Пластины в цепях типа ПРИ (рис. 8.2) работают на изгиб и поэтому обладают повышенной податливостью. Их применяют при динамических нагрузках (ударах, частых реверсах и т.д.).

 

Рис. 8.2. Цепь приводная роликовая c изогнутыми пластинами

 

В обозначении цепи указывают: тип, шаг, разрушающую нагрузку и номер стандарта. Например, Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-97 цепь приводная роликовая однорядная с шагом 19,05 мм, разрушающей нагрузкой 31, 8 кН.

 

Приводные втулочные цепи

Приводные втулочные цепи типов ПВ и 2ПВ по конструкции аналогичны роликовым цепям, за исключением отсутствия роликов. Поэтому износ цепи и зубьев звездочек увеличивается, но уменьшаются стоимость, масса и габариты цепи. Приводные втулочные цепи изготавливают также по ГОСТ 13568-97, но только с шагом 9,525 мм, и применяют, в частности, в мотоциклах и автомобилях (привод к распределительному валу).

 

Приводные зубчатые цепи

Приводные зубчатые цепи изготавливают с шарнирами качения типов ПЗ-1 и ПЗ-2 по ГОСТ 13552-81 (получили большее распространение) и с шарнирами скольжения. Цепи типа ПЗ-1 рассчитаны на одностороннее зацепление, цепи типа ПЗ-2 рассчитаны на двухстороннее зацепление.

Приводные зубчатые цепи (рис. 8.3) состоят из набора пластин с двумя зубообразными выступами. Во избежание бокового сползания цепи со звездочек предусмотрены направляющие пластины, аналогичные рабочим пластинам, но без выемок для зубьев звездочек. Применяют внутренние и боковые направляющие пластины. Внутренние направляющие пластины требуют соответствующей проточки (канавки) на зубьях звездочек. Они обеспечивают лучшее направление при высоких скоростях и имеют основное применение.

Достоинства зубчатых цепей по сравнению с роликовыми цепями:

– меньший шум;

– повышенная кинематическая точность;

– могут работать при более высоких скоростях (до 35 м/с);

– повышенная надежность, связанная с многопластинчатой конструкцией.

 

Рис. 8.3. Приводная зубчатая цепь:

а – схема цепи; б – рабочая пластина; в – направляющая пластина

 

Недостатки зубчатых цепей:

– более высокая масса;

– сложнее в изготовлении;

– более высокая стоимость.

 

Силы в цепной передаче

Силовая схема цепной передачи аналогична силовой схеме ременной передачи. По аналогии имеем

; ,

где – масса единицы длины цепи, кг/м³.

Для цепной передачи силу предварительного натяжения принято определять как натяжение от силы тяжести свободной ветви цепи:

,

где – коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания ; – длина свободной ветви цепи, приближенно равная межосевому расстоянию; – масса единицы длины цепи, кг/м; – ускорение силы тяжести.

Для рекомендуемых значений приближенно принимают при горизонтальном расположении передачи ; под углом 40˚ к горизонту ; при вертикальном расположении . Значение уменьшается с увеличением стрелы провисания.

Натяжение ведомой ветви принимается равным большему из натяжений или . Для цепной передачи, работающей по принципу зацепления, а не трения, значение составляет несколько процентов от окружного усилия . Для распространенных на практике тихоходных и среднескоростных передач ( м/с) также невелико и натяжение . Поэтому для практических расчетов можно принимать: ; .

 

Структура механизмов

 

9.1.1. Основные понятия и определения

Проектирование новой машины или исследование уже имеющейся начинается с составления схем ее механизмов, изображающих механизмы в упрощенном виде. Различают структурную (принципиальную) схему с применением условных обозначений звеньев и кинематических пар (без указания размеров звеньев) и кинематическую схему с указанием размеров, необходимых для проведения кинематических расчетов.

Кинематическая пара – это подвижное соединение двух соприкасающихся звеньев.

Кинематическая цепь – это связанная система звеньев, образующих между собой кинематические пары.

Различают плоские механизмы, все подвижные точки которых перемещаются в параллельных плоскостях. Механизм является пространственным, если подвижные точки его звеньев описывают не плоские траектории или траектории, лежащие в пересекающихся плоскостях.

Любой механизм состоит из подвижных и неподвижных деталей. Группа деталей, образующих одну общую жесткую систему, называется звеном. В механизме различают подвижные и неподвижные звенья. Неподвижное звено называется стойкой (звено 0, рис. 9.1). Звенья механизма, законы движения которых заданы, называются ведущими (звено 1, рис. 9.1), остальные звенья – ведомыми.

Первым этапом образования механизмов является соединение звеньев в кинематические пары.

Элемент кинематической пары – это совокупность поверхностей, линий и точек звена, входящих в соприкосновение (контакт) с другим звеном пары.

Для того чтобы элементы пары находились в постоянном соприкосновении, пара должна быть замкнута геометрическим (за счет конструктивной формы звеньев) или силовым (силой тяжести, силой упругости пружины, силой давления жидкости или газа) способом.

Кинематические пары во многом определяют работоспособность и надежность механизмов, поскольку через них передаются нагрузки от одного звена к другому, следовательно, элементы пары находятся в напряженном состоянии. В кинематических парах вследствие относительного движения возникает трение, приводящее к изнашиванию элементов пары. Поэтому правильный выбор вида кинематической пары, ее геометрической формы, размеров, конструкционных и смазочных материалов имеет большое значение при проектировании механизмов машин.

Вторым этапом образования механизмов является соединение звеньев в кинематические цепи.

Различают замкнутые и незамкнутые кинематические схемы. В замкнутой кинематической цепи каждое звено входит не менее чем в две кинематические пары. В незамкнутой кинематической цепи имеются звенья, входящие только в одну кинематическую пару. Большинство механизмов машин образовано замкнутыми кинематическими цепями. Манипуляторы промышленных роботов образованы незамкнутыми кинематическими цепями.

Приводные ремни и область их применения

К приводным ремням предъявляются следующие требования:

– достаточная прочность при переменных напряжениях и износостойкость;

– достаточный коэффициент трения со шкивами во избежание больших сил начального натяжения;

– невысокая изгибная жесткость во избежание больших напряжений изгиба при огибании шкивов.

У большинства ремней прочность обеспечивается специальными слоями корда, расположенными по центру тяжести сечений и имеющими высокий модуль упругости. Повышенный коэффициент трения обеспечивается пропиткой или обкладками.

Синтетические тканевые ремни имеют повышенную прочность, долговечность, обеспечивают достаточно высокий коэффициент трения. Ремни изготавливают из капроновых тканей просвечивающего переплетения. Они пропитываются раствором полиамида С-6 и покрываются пленкой на основе этого полиамида с нитрильным каучуком. Допустимая скорость ремня при толщине мм до 75 м/с, при мм до 75 м/с.

Резинотканевые ремни состоят из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани – бельтинга, связанных вулканизированной резиной. Преимущественное распространение из ремней этой группы имеют нарезные ремни типа А (рис. 7.3, а) как более гибкие и допускающие большие скорости (до 30 м/с). Они состоят из нарезанных соответственно ширине ремня слоев ткани. Для повышения гибкости их выполняют с резиновыми прослойками 2 между тканевыми прокладками 3. Сверху ремень покрыт резиновыми обкладками 1.

Резинотканевые ремни выполняют также с защищенными кромками:

– послойно завернутые типа Б (рис. 7.3, б), состоящие из центральной прокладки, обернутой кольцевыми слоями ткани; эти ремни применяют при скоростях до 20 м/с;

 

 

Рис. 7.3. Приводные ремни

 

– спирально завернутые типа В (рис. 7.3, в), выполняемые из одного куска ткани; эти ремни более жесткие, требуют больших диаметров шкивов, допускают меньшие скорости (до 15 м/с).

У ремней прорезиненных кордошнуровых несущий слой представляет собой лавсановый кордшнур 3 (рис. 7.3, г) диаметром 1,1 мм, расположенный по винтовой линии в резиновом слое 2. Для обеспечения прочности на наружной и внутренней поверхности предусмотрено покрытие 1 тканью ОТ-40. Ремни используются при окружных скоростях до 35 м/с.

Кожаные ремни обладают универсальными эксплуатационными свойствами, высокой несущей способностью и долговечностью, допускают работу со скоростями до 45 м/с. Ремни хорошо работают в условиях переменных и ударных нагрузок, ввиду своей гибкости могут работать со шкивами малых диаметров. Ремни предназначены для передачи малых и средних мощностей.

Хлопчатобумажные ремни применяют в мало нагруженных быстроходных передачах со шкивами малых диаметров. Эти ремни более дешевые, но менее долговечные по сравнению с другими типами плоских ремней.

Клиновые ремни имеют трапециидальную форму поперечного сечения с боковыми рабочими сторонами. Эти ремни благодаря клиновому действию отличаются повышенными силами сцепления со шкивами и, следовательно, повышенной тяговой способностью. С другой стороны трапециидальная форма поперечного сечения из-за большой высоты неблагоприятна с точки зрения изгиба и КПД (КПД ниже на 1…2 % по сравнению с плоскими ремнями). Клиновой ремень состоит из следующих частей (рис. 7.3, д):

– корда, представляющего собой основной несущий слой, изготовленного из химических волокон (вискозы, капрона, лавсана) и расположенного в близи нейтральной оси 2;

– резиновых слоев 3, расположенных над и под основным несущим слоем, условно называемых слоями растяжения и сжатия; слой растяжения выполняют из резины средней твердости, слой сжатия – из более твердой резины;

– обертки ремня 1 в виде нескольких прорезиненной ткани, намотанной диагонально.

В кордтканевых ремнях (рис. 7.3, д) корд выполнен в виде нескольких слоев кордткани. В кордошнуровых ремнях (рис. 7.3, е) корд состоит из одного слоя кордшнура 3, намотанного по винтовой линии и заключенного в слой мягкой резины для уменьшения трения. Кордошнуровые ремни более гибкие и долговечные, работают со шкивами меньших диаметров.