Инженерная графика Резьбовые и сварные соединения Соединения деталей с помощью болтов, винтов и шпилек Сварные соединения деталей

Ременные передачи

Являются разновидностью фрикционных передач, где движение передаётся посредством специального кольцевого замкнутого ремня.

Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания.

Ремни имеют различные сечения:

а) плоские, прямоугольного сечения;

б) трапециевидные, клиновые;

в) круглого сечения;

г) поликлиновые.

Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность. Пример. Внутреннее касание двух окружностей. Через точку Т на окружности радиуса R1 провести касательную окружность радиуса R2

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.

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.

Достоинства ременных передач:

 передача движения на средние расстояния;

 плавность работы и бесшумность;

 возможность работы при высоких оборотах;

  дешевизна.

Недостатки ременных передач:

большие габариты передачи;

неизбежное проскальзывание ремня;

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

потребность в натяжных устройствах;

опасность попадания масла на ремень;

малая долговечность при больших скоростях.

Основные критерии расчёта ременных передач:

тяговая способность или прочность сцепления ремня со шкивом;

долговечность ремня.

Если не будет выдержано первое условие, ремень начнёт буксовать, если не выполнить второе – ремень быстро разорвётся. Поэтому основным расчётом ременных передач является расчёт по тяговой способности. Расчёт на долговечность выполняется, как проверочный [24,25,29].

Для создания трения ремень надевают с предварительным натяжением Fo. В покое или на холостом ходу ветви ремня натянуты одинаково. При передаче вращающего момента Т1 натяжения в ветвях перераспределяются: ведущая ветвь натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви уменьшается до F2. Составляя уравнение равновесия моментов относительно оси вращения имеем –T1 + F1D1/2 – F2D2/2 = 0 или F1 – F2 = Ft, где Ft – окружная сила на шкиве Ft = 2T1/D1.

Общая длина ремня не зависит от нагрузки [16], следовательно, суммарное натяжение ветвей остаётся постоянным: F1 + F2 = 2Fo. Таким образом, получаем систему двух уравнений c тремя неизвестными:

 F1 = Fo + Ft/2;   F2 = Fo – Ft/2.

Эти уравнения устанавливают изменение натяжения ветвей в зависимости от нагрузки Ft, но не показывают нам тяговую способность передачи, которая связана с силой трения между ремнём и шкивом. Такая связь установлена Л.Эйлером с помощью дифференциального анализа.

Рассмотрим элементарный участок ремня dφ. Для него dR – нормальная реакция шкива на элемент ремня, fdR – элементарная сила трения. По условию равновесия суммы моментов

 rF + rfdR – r(F + dF) = 0.

Сумма горизонтальных проекций сил:

dR – Fsin(dφ/2) – (F+dF)sin(dφ/2) = 0.

Отбрасывая члены второго порядка малости и помня, что синус бесконечно малого угла равен самому углу, Эйлер получил простейшее дифференциальное уравнение:  dF/F = f dφ.

Интегрируя левую часть этого уравнения в пределах от  F1 до F2, а правую часть в пределах угла обхвата ремня получаем: F1 = F2 e fα.

Теперь стало возможным найти все неизвестные силы в ветвях ремня:

F1 = Ft efα /(efα-1); F2 = Ft /(efα-1); Fo = Ft (efα+1) / 2(efα-1).

Полученные формулы устанавливают связь натяжения ремней с передаваемой нагрузкой Ft , коэффициентом трения f и углом обхвата α. Они позволяют вычислить минимальное предварительное натяжение ремня Fo, при котором уже станет возможной передача требуемого вращающего усилия Ft.

Нетрудно увидеть, что увеличение f и α улучшает работу передачи. На этом основаны идеи клиноременной передачи (повышается f) и натяжных роликов (повышается α).

При круговом движении ремня на него действует центробежная сила

Fv = ρSv2, где S - площадь сечения ремня. Центробежная сила стремится оторвать ремень от шкива и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

В ремне действуют следующие напряжения:

предварительное напряжение (от силы натяжения Fo) so = Fo / S;

"полезное" напряжение (от полезной нагрузки Ft) sп = Ft / S;

напряжение изгиба sи = δ Е / D (δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);

напряжения от центробежных сил sv = Fv / S.

Наибольшее суммарное напряжение возникает в сечении ремня в месте его набегания на малый шкив smax = so + sп + sи + sv.

При этом напряжения изгиба не влияют на тяговую способность передачи, однако являются главной причиной усталостного разрушения ремня.

Силы натяжения ветвей ремня (кроме центробежных) воспринимаются опорами вала. Равнодействующая нагрузка на опору Fr ≈ 2 Focos(β/2). Обычно эта радиальная нагрузка на опору в 2 … 3 раза больше передаваемой ремнём вращающей силы.

Студент допускается к защите курсового проекта, если преподавателем предварительно просмотрены все чертежи, расчетно-пояснительная записка и нет принципиальных замечаний по существу преложенной студентом конструкции машины (выбор основных элементов конструкции машины студент определяет и защищает самостоятельно). Если в результате защиты выяснилось, что проект выполнен не самостоятельно, то он снимается с защиты и студенту выдается новое задание.
Соединения разъёмные и неразъёмные