Найменування параметру	значення
Тема статті:	Лекція № 2. Ремінні передачі.
Рубрика (тематична категорія)	авто

Питання, викладені в лекції:

1. Загальні відомості про передачах.

2. Ремінні передачі.

Загальні відомості про передачах.

передачею будемо називати пристрій, призначений для передачі енергії з однієї точки простору в іншу, розташовану на деякій відстані від першої.

З огляду на залежність отвіда переданої енергії передачі діляться на механічні, електричні, гідравлічні, пневматичні тощо В курсі деталей машин вивчаються, в основному, механічні передачі.

механічною передачею називають пристрій (механізм, агрегат), призначене для передачі енергії механічного руху, як правило, з перетворенням його кін ?? ематіческіх і силових параметрів, а іноді і самого виду руху.

Найбільшого поширення в техніці отримали передачі обертального руху, яким в курсі деталей машин доля ?? ено основна увага (далі під терміном передача мається на увазі, в разі якщо це не обумовлено, саме передача обертального руху).

Класифікаціямеханічних передач обертального руху:

1. За способом передачі рухувід вхідного вала до вихідного:

1.1. Передачі зачепленням:

1.1.1. з безпосереднім контактом тіл обертання - зубчасті, черв'ячні, гвинтові;

1.1.2. з гнучким зв'язком - ланцюгові, зубчато-ремінні.

1.2. Фрикційні передачі:

1.2.1. з безпосереднім контактом тіл обертання - фрикційні;

1.2.2. з гнучким зв'язком - ремінні.

2. За взаємною розташуванню валівв просторі:

2.1. з паралельними осями валів - зубчасті з циліндричними колесами, фрикційні з циліндричними роликами, ланцюгові;

2.2. з пересічними осями валів - зубчасті й фрикційні конічні, фрикційні лобові;

2.3. з перехресними осями - зубчасті - гвинтові і коноідние, черв'ячні, лобові фрикційні зі зміщенням ролика.

3. За характером зміни кутової швидкості вихідного вала по відношенню до вхідного: редуцирующие (знижують) і мультиплікуються (підвищують).

4. За характером зміни передавального відносини (числа):передачі з постійним (незмінним) передавальним відношенням і передачі зі змінним (змінним або по величин ?? е, або у напрямку або і те й інше разом) передавальним відношенням.

5. За рухливості ос ?? їй і валів:передачі з нерухомими осями валів - рядові (коробки швидкостей, редуктори), передачі з рухомими осями валів (планетарні передачі, варіатори з поворотними роликами).

6. За кількістю ступенівперетворення руху: одно-, дво-, три-, і багатоступінчасті.

7. За конструктивним оформленням: закриті і відкриті (безкорпусная).

Головними характеристиками передачі, необхідними для її розрахунку і проектування, є потужності і швидкості обертання на вхідному і вихідному валах - P вх ,P вих ,w вх ,w вих . У технічних розрахунках замість кутових швидкостей зазвичай використовуються частоти обертання валів - n вх і n вих . Співвідношення між частотою обертання n (Загальноприйнята розмірність 1 / хв) і кутовий швидкістю w (Розмірність в системі SI 1 / с) виражається наступним чином:

Відношення потужності на вихідному валу передачіP вих (Корисної потужності) до потужностіP вх , Підведеної до вхідного валу (витраченої), прийнято називати коефіцієнтом корисної дії (ККД):

Ставлення втраченої в механізмі (машин ?? е) потужності (P вх - P вих ) До її вхідної потужності називають коефіцієнтом втрат, який можна виразити таким чином:

(2.3)

Отже сума коефіцієнтів корисної дії і втрат нд ?? егда дорівнює одиниці:

Для багатоступеневої передачі, що включає kпослідовно з'єдн ?? енних ступенів, загальний ККД дорівнює добутку ККД окремих ступенів:

Отже ККД машини, що містить ряд послідовних передач, нд ?? егда буде менше ККД будь-якої з цих передач.

Силові показники передачі визначаються за відомими з теорії механізмів і машин (ТММ) формулами:

зусилля, що діє по лінії руху на поступально рухається деталі (наприклад, на повзунові кривошипно-ползунного механізму) F = P / v , де P - потужність, підведена до цієї деталі, а v - її швидкість;

аналогічно, момент, діючий на будь-якому з валів передачі (редуктора, коробки передач, трансмісії), T = P / w , де P - потужність, підведена до цього валу, а w - швидкість його обертання. Використовуючи співвідношення (2.1), отримуємо формулу, яка б пов'язала момент, потужність і частоту обертання:

. (2.6)

Окружна (дотична) швидкість в будь-якій точці обертового елемента (колеса, шківа, вала), що лежить на діаметрі D цього елемента буде дорівнює:

При цьому тангенціальну (окружну або дотичну) силу можна обчислити за такою формулою:

. (2.8)

Передавальні відносини - це відношення швидкості вхідного ланки до швидкості вихідної ланки, що для обертального руху виразиться таким чином:

, (2.9)

де верхній знак (плюс) відповідає однаковому напрямку обертання вхідного і вихідного ланок (валів), а нижній - зустрічному.

При цьому в технічних розрахунках (особливо міцності) напрямок обертання частіше нд ?? його не має вирішального значення, оскільки воно не визначає навантаження, що діють в передачі. У таких розрахунках використовується передавальне число, ĸᴏᴛᴏᴩᴏᴇ є абсолютну величину передавального відношення:

. (2.10)

У багатоступінчастої передачі з послідовним розташуванням k ступенів (що частіше нд ?? його спостерігається в техніці) передавальне число і передавальне відношення визначаються наступними виразами:

. (2.11)

Серед безлічі різноманітних передач обертального руху досить простими конструктивно (по влаштуванню) є передачі з гнучким зв'язком, принцип роботи яких будується на використанні сил тертя або зубчастого зачеплення - це ремінні передачі.

Ремінні передачі.

Ремінна передача -це механізм, призначений для передачі обертального руху за допомогою фрикційного взаємодії або зубчастого зачеплення замкнутої гнучкої зв'язку - ременя з жорсткими ланками - шкивами, закріпленими на вхідному і вихідному валах механізму.

Ремінна передача (рис. 2.1) складається з двох або більшої кількості шківів, насаджених на вали, які беруть участь у передачі обертального руху, і гнучкого зв'язку, званої ременем, яка охоплює шківи з метою передачі руху від ведучого шківа веденого (або веденим) і взаємодіє з ними за допомогою сил тертя або зубчастого зачеплення.

Основну частину лекції присвятимо фрикційним ремінним передачам, в зв'язку з цим далі під терміном ремінна передача, в разі якщо це не буде обумовлено, будемо розуміти саме фрикционную передачу.

Ремінні передачі тертям - найбільш старий і простий по конструкції вид передачі. Ці передачі і в даний час знаходять досить широке застосування, вони широко застосовуються на швидкохідних щаблях приводу (передача обертання від електродвигунами ?? їй до наступним механізмам). У двигунах внутрішнього згоряння МГКМ ремінні передачі застосовуються для приводу допоміжних агрегатів (вентилятор, насос системи водяного охолодження, електричний генератор), а зубчатоременная передача застосовується в деяких автомобільних двигунах для приводу газорозподільного механізму.

Переваги ремінних передач:1. Простота конструкції і низька вартість. 2. Можливість передачі руху на досить великі відстані (до 15 м). 3. Можливість роботи з великими швидкостями обертання шківів. 4. Більш плавне і малошумність роботи. 5. Пом'якшення крутильних вібрацій і поштовхів за рахунок пружної піддатливості ременя. 6. Запобігання механізмів від перевантаження за рахунок буксування ременя при надмірних навантаженнях.

Недоліки ремінних передач:1. Щодо великі габарити. 2. Мала довговічність ременів. 3. Великі поперечні навантаження, що передаються на вали і їх підшипники. 4. Мінливість передавального числа за рахунок прослизання ременя. 5. Висока чутливість передачі до потрапляння рідин (води, палива, масла) на поверхні тертя.

Класифікація ремінних передач:

1. За формою поперечного перерізуременя: плоскопасової (Поперечний переріз ременя має форму плоского витягнутого прямокутника, рис. 2.1.а); кліноременниє (Поперечний переріз ременя в формі трапеції рис. 2.1.б); полікліноременние (Ремінь зовні має плоску поверхню, а внутрішня, що взаємодіє зі шківами, поверхня ременя забезпечена поздовжніми гребенями, виконаними в поперечному перерізі в формі трапеції рис. 2.1.г); круглоременние (Поперечний переріз ременя має форму кола рис. 2.1.В); зубчатоременная (Внутрішня, що контактує зі шківами, поверхня плоского ременя забезпечена поперечними виступами, які входять в процесі роботи передачі до відповідних западини шківів).

2. По взаємному розташуванню валів і ременя: з паралельними геометричними осями валів і ременем, що охоплює шківи в одному напрямку - відкрита передача (шківи обертаються в одному напрямку); з паралельними валами і ременем, що охоплює шківи в протилежних напрямках - перехресна передача (шківи обертаються у зустрічних напрямках); осі валів перехрещуються під деяким кутом (частіше нд ?? його 90 °) - полуперекрестнаяпередача.

3. За кількістю і виду шківів, застосовуваних у передачі: з одношківнимі валами; з двушківним валом, один з шківів якого холостий; з валами, що несуть ступінчасті шківи для зміни передавального числа (для ступінчастого регулювання швидкості веденого вала).

4. За кількістю валів, які охоплюються одним ременем:двухвальная, трьох-, чотирьох- і многовальная передача.

5. За наявністю допоміжних роликів:без допоміжних роликів, з натяжними роликами; з направляючими роликами.

Мал. 2.2. Геометрія відкритою пасової передачі.

Геометричні співвідношення в пасової передачірозглянемо на прикладі відкритої плоскопасової передачі (рис. 2.2). Межос ?? евое відстань а - ϶ᴛᴏ відстань між геометричними осями валів, на яких встановлені шківи з діаметрами D 1 (Він, як правило, є провідним) і D 2 (Ведений шків). При розрахунках кліноременних передач для ведучого і веденого шківів використовуються розрахункові діаметри d р1 і d р2 . Кут між гілками охоплює шківи ременя - 2g , А кут охоплення ременем малого (провідного) шківа (кут, на якому ремінь торкається поверхні шківа) a 1 . Як видно з креслення (рис. 2.2) половинний кут між гілками складе

, (2.12)

а так як цей кут зазвичай невеликий, то в багатьох розрахунках допустимим є наближення g'' sing, тобто

. (2.13)

Використовуючи це припущення кут охоплення ременем малого шківа можна представити в наступному вигляді

(2.14)

в радіанної міру, або

(2.15)

в градусах.

Довжину ременя при відомих названих вище параметрах передачі можна підрахувати за формулою

. (2.16)

При цьому, досить часто ремені виготовляються в вигляді замкнутого кільця відомої (стандартної) довжини. В цьому випадку виникає вкрай важливо сть уточнювати межос ?? евое відстань по заданій довжин ?? е ременя

З метою забезпечення стабільності роботи передачі зазвичай приймають

для плоского ременя ,

а для клинового -,

де h p - висота поперечного перерізу ременя (товщина ременя).

В процесі роботи передачі ремінь оббігає провідний і ведений шківи, чим коротше ремінь (чим менше L p ) І чим швидше він рухається (чим більше його швидкість V p ), Тим частіше відбувається контактування його робочої поверхні з поверхнею шківів і тим інтенсивніше він зношується. З цієї причини ставлення V p / L p (Його розмірність в системі СІ - с -1) характеризує довговічність ременя в заданих умовах його роботи - чим більше величина цього відношення, тим нижче за інших рівних умов довговічність ременя. зазвичай приймають

для плоских ременів V p / L p = (3 ... 5) з 1 ,

для клинових - V p / L p = (20 ... 30) з 1 .

Силові співвідношення в пасової передачі. необхідною умовою нормальної роботи будь-якої фрикційної передачі, включаючи ремінні, є наявність сил нормального тиску між поверхнями тертя. У пасової передачі такі сили можливо створити тільки за рахунок попереднього натягу ременя. При непрацюючій передачі сили натягу обох гілок будуть однаковими (позначимо їх F 0 , Як на рис 2.3.а). В процесі роботи передачі набігає на даний шків гілка ременя за рахунок тертя ведучого шківа про ремінь отримує додаткове натяг (позначимо силу натягу цієї гілки F 1 ), В той час як друга, збігає з ведучого шківа, гілка ременя кілька послаблюється (її силу натягу позначимо F 2 , Див. Рис. 2.3.б). Тоді, очевидно, окружне зусилля, передає робоче навантаження, але з іншого боку, як і для будь-якої передачі обертання (Див. (2.8)), а для поступально рухомих гілок ременя можна записати, де P - потужність передачі, а V p середня швидкість руху ременя. Сумарне натяг гілок ременя залишається незмінним, як у чинній, так і в непрацюючій передачі, тобто . Але за формулою Ейлера для ременя, що охоплює шків, , Де - основа натурального логарифма ( e'' 2,7183), f - коефіцієнт тертя спокою (коефіцієнт зчеплення) між матеріалами ременя і шківа (табл. 2.1), a - кут охоплення ременем шківа (определ ?? ен вище).

З урахуванням висловлених міркувань і використовуючи відомі співвідношення неважко отримати залежність для обчислення оптимальної величини сил попереднього натягу ременя

, (2.18)

а з останнього, висловлюючи тягове зусилля на провідному шківі відповідно до (2.8), отримаємо

, (2.19)

де індекси'' 1 '' вказують на параметри, які стосуються ведучому шківа передачі. У разі якщо величину попереднього натягу ременя зробити меншою в порівнянні з представленим у натуральному вираженні (2.19), то станеться буксування (прослизання) ременя, і передана на вихідний вал потужність зменшиться до величини, що відповідає фактичним значенням сили попереднього натягу. У разі якщо ж сили попереднього натягу гілок будуть більше оптимальної величини, вкрай важливо й для передачі заданої потужності, то зросте відносна частка потужності, витрачена на пружне ковзання ременя по шківах, що також призведе до зниження потужності на вихідному валу передачі, тобто до зменшення її ККД.

Аналогічно, сила натягу ведучої гілки складе

. (2.20)

Відношення різниці сил натягу в гілках ременя працює передачі до суми цих сил прийнято називати коефіцієнтом тяги (j) .

. (2.21)

Коефіцієнт тяги характеризує якість роботи передачі. Його оптимальне значення неважко знайти, використовуючи вираз (2.18),

. (2.22)

Як видно з останнього виразу оптимальна величина коефіцієнта тяги не залежить ні від переданої потужності, ні від попереднього натягу ременя, а тільки лише від властивостей фрикційної пари матеріалів, з яких виготовлені ремінь і шків, і від конструктивних параметрів передачі. чисельні значення j 0 для ременів з різних матеріалів і кута охоплення ременем сталевого ведучого шківа, рівного 180 °, представлені в табл. 2.1.

Таблиця 2.1 Коефіцієнти зчеплення і коефіцієнт тяги для деяких матеріалів ременів по сталевому шківа.

Кін ?? ематіка пасової передачі.Як показано вище сила натягу ведучої гілки ременя істотно перевищує силу натягу вільної гілки ( F 1\u003e F 2 ). Звідси випливає, що удлин ?? ення кожного окремо взятого елемента ременя змінюється виходячи з того, на яку його гілка даний елемент в даний момент часу потрапляє. Зміна цієї елементарної частини ременя може відбуватися тільки в процесі її руху по шківах. При цьому, проходячи по ведучому шківа (при переході з провідною гілки на вільну), ця елементарна частина коротшає, а при русі по відомому шківа (переходячи з вільною гілки ременя на його провідну галузь) - подовжується. Зміна довжини частини ременя, що стикається з поверхнею шківа, можливо тільки з її частковим проскальзиваніем. Викладені міркування дозволяють сформулювати два найважливіших слідства неоднаковою завантаження ведучої і холостий гілок ременя:

Лекція № 2. Ремінні передачі. - поняття і види. Класифікація та особливості категорії "Лекція № 2. Ремінні передачі." 2014 року, 2015.

Порядок розрахунку ремінних передач

Вихідні дані (отримані з кінематичного розрахунку приводу):

N 1 - потужність на ведучому валу;

n 1 - частота обертання ведучого вала, об / хв;

і - передавальне число пасової передачі.

1. По таблиці 4.3.1 вибрати перетин ременя в залежності від крутного моменту на ведучому валу:

T 1 = 9555 ∙ 10 3 ∙, H ∙ мм. (4.3.1)

діаметри шківів при виборі ременів

перетин ременя	Т 1, Н ∙ мм	d min, мм	перетин ременя	Т 1, Н ∙ мм	d min, мм
Клинові нормального перетину	клинові вузькі
Про	До 30 ∙ 10 3		УО	До150 ∙ 10 3
А	15∙10 3 …60∙10 3		УА	90∙10 3 …400∙10 3
Б	50∙10 3 …150∙10 3		УБ	300∙10 3 …2∙10 6
В	120∙10 3 …600∙10 3		УВ	Понад 1,5 ∙ 10 6
Г	450∙10 3 …2,4∙10 6		поліклинові
Д	1,6∙10 6 …6∙10 6		До	До 40 ∙ 10 3
Е	Понад 4 ∙ 10 6		Л	18∙10 3 …400∙10 3
М	Понад 130 ∙ 10 3

2. Вибрати діаметр меншого шківа.

З метою підвищення ресурсу роботи передачі рекомендується встановлювати менший шків розрахункового діаметра d 1 > d min (див. табл. 4.3.1) з стандартного ряду: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1 120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000., 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000.

3. Визначити діаметр великого шківа d2 = d1і. Значення d2 округлити до найближчого стандартного значення.

4. Уточнити передавальне число з урахуванням відносного ковзання
ξ ≈ 0,01

визначити розбіжність і 'від заданого і: Δ і= | і - і '|.

5. Провести порівняння ∙ 100% ≤ 5%:

· Якщо умова не виконується, то перейти до пункту 3 і вибрати дру-гое значення із стандартного ряду;

6. Визначити орієнтовне значення міжосьової відстані

а '= cd 2, де коефіцієнт вибирається по таблиці 4.3.2 в залежності від передавального числа і.

Таблиця 4.3.2

значення коефіцієнта з

і
з	1,5	1,2		0,95	0,9	0,85

7. Визначити орієнтовне значення довжини ременя:

. (4.3.3)

За ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-96 для ременів нормального перетину, РТМ51-15-15-70 для ременів вузького перетину і використовуючи

РТМ 38-40528-74 для поліклинових ременів вибрати найближче стандартне перетин ременя (рис. 4.3.1, табл. 4.3.3).

Таблиця 4.3.3

Розміри стандартних перетинів ременів (мм)

позначення перетину	розрахункова ширина l p	Ширина W	Висота Т 0	розрахункова довжина L p	f
найменша	найбільша
Про	8,5
А
Б			10,5
В			13,5
Г
Д			23,5
Е

Ряд розрахункових довжин ременів L p,мм: 400; (425); 450 (475); 500 (530); 360 (600); 630; (670); 710; (750); 800, (850); 900; (950); 1000; (1060); 1120 (1180); 1250; (1320); 1400; (1500); 1600; (1700) 1800; (1900); 2000; (2120); 2240; (2360); 2500; (2650); 2800; (3000); 3150 (3350); 3550; (3750); 4000; (4250); 4500 "(4750); 5000; (5300); 5600, (6000); 6300; (6700); 7100.

Розміри в дужках використовувати в технічно обґрунтованих випадках.

8. Уточнити міжосьова відстань:

де ∆ 1 = 0,5π (d 1 + d 2) 2 ; ∆ 2 = 0,25π (d 2 – d 1) 2 .

9. Визначити швидкість ременя:

М / с, тут d 1 в м. (4.3.5)

10. Визначити число пробігів ременя v в секунду:

тут L в м. (4.3.6)

11. Здійснити перевірку пасової передачі на довговічність за кількістю пробігів v ≤ [v], де [v] = 10с-1:

· Якщо умова не виконується, то перейти до п. 8 і збільшити довжину ременя по стандарту;

· Якщо умова виконується, перейти до наступного розрахунку.

12. Визначити кут обхвату ременем малого шківа:

. (4.3.7)

13. Провести перевірку α ≥ 120 °: якщо умова не виконується, то необхідно застосувати пристрої, що збільшують кут обхвату, наприклад, натяжна ролик; якщо умова виконується, то перейти до наступного блоку.

14. Визначити окружну силу на шківах:

15. Визначити орієнтовне значення числа встановлюваних ременів:

для клинових ременів за виразом:

для поліклинових ременів визначається число ребер ременя за виразом:

де [ k] = k 0 з а з р - допустиме корисне напруга; A 1 , A 10 - площі поперечного перерізу ременів (табл. 4.3.1.3); k 0 - корисне напруга ременя, МПа;

для нормальних клинових і поліклинових ременів:

; (4.3.11)

для вузьких клинових ременів:

де V -швидкість ременя, м / с, (див. п. 9); v -частота пробігів ременя, (див. п. 10); b p -ширина ременя по нейтральному шару (див. табл. 4.3.4); k і -коефіцієнт впливу передавального числа (див. табл. 4.3.5); з α - коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату на тягову здатність (табл. 4.3.6); з р -коефіцієнт режиму роботи (табл. 4.3.7). Перевантаження при пуску визначається як
∙ 100% (див. Графік навантаження в технічному завданні).

Таблиця 4.3.4

Розміри приводних клинових і поліклинових ременів

параметри ременя	Тип ременя
нормальне перетин
О (Z)	A (A)	Б (В)	В (С)	Г (D)	Д (Е)	Е
А 1, А 10, мм 2
b h, мм	8,5
g, кг / м	0,06	0,10	0,18	0,30	0,60	0,90	1,52
[z]
параметри ременя	Тип ременя
вузькі	поліклинові
УО (SPZ)	Уa (SPA)	УБ (SPВ)	УВ (SPС)	K (J)	A (L)	M (K)
А 1, А 10, мм 2
b h, мм	8,5				2,4	4,8	9,5
g, кг / м	0,07	0,12	0,2	0,37	0,09	0,45	1,6
[z]
Примітка: У дужках вказано позначення ременя по ISO.

Таблиця 4.3.5

Коефіцієнти впливу передавального числа k і

Таблиця 4.3.7

Коефіцієнт режиму роботи з р

У ГОСТ 1284.3-80 і РТМ 38.40545-79 враховується, що в многоручьевих передачах навантаження розподіляється по ременів нерівномірно. Тому вводять коефіцієнт числа ременів З z(Табл. 4.3.8). Тоді остаточно число ременів:

значення z слід округлити до цілого числа в більшу сторону.

Таблиця 4.3.8

Коефіцієнт числа ременів З z

16. Провести порівняння z≤[z], Де [ z] - допустиме число ременів для даного перетину (див. Табл. 4.3.4):

· Якщо умова не виконується, то слід перейти до п. 2 і вибрати перетин більшого розміру, а потім повторити розрахунок ременя;

· Якщо умова виконується, перейти до наступного блоку.

17. Визначити сили, що діють на вали:

, (4.3.14)

де A 1 - площа поперечного перерізу одного ременя, для поліклинових ременів

(Див. Табл. 4.3.4); k 0 - корисне напруга в ремені (див. П. 15);

γ = 180 ° – α – кут між гілками ременя (кут а - см. п. 12).

Ремінні передачі відносяться до передач тертям (фрикційним), у яких передача потужності здійснюється за рахунок сил тертя, що виникають між ведучим, відомим і проміжною ланкою - пружним ременем (гнучким зв'язком).
Провідне і ведене ланка зазвичай називають шківами. Цей тип передач зазвичай застосовується для з'єднання валів, розташованих на значній відстані один від одного.

Для нормальної роботи пасової передачі необхідно попереднє натяг ременя, яке може здійснюватися за рахунок переміщення одного з шківів, за рахунок натяжних роликів або установки двигуна (механізму) на хиткій плиті.

Класифікація ремінних передач

Ремінні передачі класифікують за різними ознаками - за формою поперечного перерізу ременя, по взаємному розташуванню валів і ременя, по кількості і виду шківів, за кількістю охоплених ременем шківів, за способом регулювання натягу ременя (з допоміжним роликом або з рухомими шкивами).

1. За формою поперечного перерізу ременя розрізняють наступні види ремінних передач:

плоскопасової (Поперечний переріз ременя має форму плоского витягнутого прямокутника, рис. 1а);
кліноременниє (Поперечний переріз ременя в формі трапеції, рис. 1б);
полікліноременние (Ремінь зовні має плоску поверхню, а внутрішня, що взаємодіє зі шківами, поверхня ременя забезпечена поздовжніми гребенями, виконаними в поперечному перерізі в формі трапеції, рис. 1г);
круглоременние (Поперечний переріз ременя має круглу або овальну форму, рис. 1в);
зубчатоременние (Внутрішня, що контактує зі шківами, поверхня плоского ременя забезпечена поперечними виступами, які входять в процесі роботи передачі до відповідних западини шківів, фото нижче).

Найбільше застосування в машинобудуванні мають клинові і поліклинові ремені. Передачу круглим гумовим ременем (Діаметром 3 ... 12 мм) застосовують в приводах малої потужності (Настільні верстати, прилади, побутові машини і т. П.).

Різновидом пасової передачі є зубчатоременная, в якій передача потужності здійснюється зубчастим ременем шляхом зачеплення зубців ременя з виступами на шківах. Цей тип передач є проміжним між передачами зачепленням і передачами тертям. Зубчатоременная передача не вимагає значного попереднього натягу ременя і не має такого недоліку, як ковзання ременя, яке притаманне всім іншим ремінним передачам.

Клиноременную передачу в основному застосовують як відкриту. Кліноременниє передачі мають більшу тягової здатністю, вимагають меншого натягу, завдяки чому менше навантажують опори валів, допускають менші кути обхвату, що дозволяє застосовувати їх при великих передавальних відносинах і малому відстані між шківами.

Клинові і поліклинові ремені виконують нескінченними і прогумованими. Навантаження несе корд або складена в кілька шарів тканину.

Клинові ремені випускають трьох видів: нормального перетину, вузькі і широкі. Широкі ремені застосовуються в варіатора.

Поліклинові ремені - плоскі ремені з високоміцним кордом і внутрішніми поздовжніми клинами, що входять в канавки на шківах. Вони більш гнучкі, ніж клинові, краще забезпечують сталість передавального числа.

Плоскі ремені мають велику гнучкість, але вимагають значного попереднього натягу ременя. Крім того, плоский ремінь не так стійкий на шківі, як клиновий або поліклиновий.

2. По взаємному розташуванню валів і ременя :

з паралельними геометричними осями валів і ременем, що охоплює шківи в одному напрямку - відкрита передача (Шківи обертаються в одному напрямку, рис. 2а);
з паралельними валами і ременем, що охоплює шківи в протилежних напрямках - перехресна передача (Шківи обертаються у зустрічних напрямках, рис. 2б);
осі валів перехрещуються під деяким кутом (Найчастіше 90 °, рис. 2в) – полуперекрестная передача;
вали передачі перетинаються, при цьому зміна напрямку потоку потужності, що передається здійснюється за допомогою проміжного шківа або ролика - кутова передача (Рис. 2г).

3. За кількістю і виду шківів , Що застосовуються в передачі: з одношківнимі валами; з двушківним валом, один з шківів якого холостий; з валами, що несуть ступінчасті шківи для зміни передавального числа (для ступінчастого регулювання швидкості веденого вала).

4. За кількістю валів, які охоплюються одним ременем : Двухвальная, трьох-, чотирьох- і многовальная передача.

5. За наявністю допоміжних роликів : Без допоміжних роликів, з натяжними роликами (рис. 2д); з напрямними роликами (рис. 2г).

Переваги ремінних передач

До переваг ремінних передач відносяться такі їх властивості:

Простота конструкції, низька ціна виготовлення і експлуатації.
Можливість передачі потужності на значну відстань.
Можливість роботи з високими частотами обертання.
Плавність і малий шум в роботі внаслідок еластичності ременя.
Пом'якшення вібрації і поштовхів завдяки пружності ременя.
Запобігання механізмів від перевантажень і ударів за рахунок можливості ременя прослизати (До передачам з зубчастим ременем ця властивість не належить).
Електроізолююче здатність ременя використовується для запобігання відомою частини машин з електроприводом від появи небезпечних напруг і струмів.

Недоліки ремінних передач

Основні недоліки ремінних передач:

Великі габаритні розміри (Особливо при передачі значних потужностей).
Мала довговічність ременя, особливо в швидкохідних передачах.
Велике навантаження на вали і підшипники опор через натягу ременя (Цей недолік менш виражений у зубчатоременних передач).
Необхідність застосування пристроїв натягу ременя, що ускладнюють конструкцію передачі.
Чутливість навантажувальної спроможності до забруднення ланок і вологості повітря.
Непостійне передавальне число внаслідок неминучого пружного ковзання ременя.

Область застосування ремінних передач

Ремінні передачі застосовують в більшості випадків для передачі руху від електродвигуна або двигуна внутрішнього згоряння, коли по конструктивних міркувань міжосьова відстань повинна бути досить великою, а передавальне число може бути не строго постійним (Конвеєри, приводи верстатів, дорожніх і сільськогосподарських машин і т. П.). Передачі зубчатим ременем можна застосовувати і в приводах, що вимагають постійного значення передавального числа.

Потужність, що передається ремінною передачею, зазвичай до 50 кВт, Але може досягати потужність 2000 кВт і навіть більше. Швидкість ременя v = 5 ... 50 м / сек, А в високошвидкісних передачах - до 100 м / сек і вище.

Після зубчастої передачі ремінна - найбільш поширена з усіх механічних передач. Часто вона використовується в поєднанні з іншими типами передач.

Геометричні і кінематичні співвідношення ремінних передач

Міжосьова відстань a пасової передачі визначає в основному конструкція приводу машини. Рекомендовані значення міжосьової відстані (див. Рис. 3):

Для плоскопасової передач:

a ≥ 1,5 (D 1 + d 2);

Для кліноременних і полікліноременних передач:

a ≥ 0,55 (D 1 + d 2) + h;

де:
d 1, d 2 - діаметри ведучого і веденого шківів передачі;
h - висота перерізу ременя.

Розрахункова довжина ременя L р дорівнює сумі довжин прямолінійних ділянок і дуг обхвату шківів:

L р = 2 а + 0,5 π (d 2 + d 1) + 0,25 (D 2 - d 1) 2 / a.

По знайденому значенням зі стандартного ряду приймають найближчу велику розрахункову довжину ременя L р. При з'єднанні решт довжину ременя збільшують на 30 ... 200 мм.

Міжосьова відстань в пасової передачі для остаточно встановленої довжини ременя визначають за формулою:

a = [ 2 L р - π (d 2 + d 1)] / 8 + √{[ 2 L р - π (d 2 + d 1)] 2 - 8 π (d 2 - d 1) 2) / 8 .

Кут обхвату ременем малого шківа

α 1 = 180 ° - 2 γ .

з трикутника Про 1 ВО 2 (Рис. 3)

sin γ = ВО 2 / О 1 О 2 = (d 2 - d 1) /2 a.

Практично γ не перевищує π / 6 , Тому наближено приймають sin γ = γ (рад), тоді:

γ = (d 2 - d 1) / 2 a (рад) або γ ° = 180 ° (d 2 -d 1) / 2 πa.

отже,

α 1 = 180 ° - 57 ° (d 2 - d 1) / a.

Передавальне відношення пасової передачі:

u = i = d 2 / d 1 ( 1 – ξ) ,

де: ξ - коефіцієнт ковзання в передачі, який при нормальній роботі дорівнює ξ = 0,01 ... 0,02.

Наближено можна приймати u = d 2 / d 1; ξ = (v 1 -v 2) / v 1.

Механізм, який здійснює передачу обертання за допомогою ременя, закріпленого на двох валах (шківах), і забезпечує гнучкий зв'язок між ними, називається "ремінна процеси відбуваються за рахунок виникнення між шківами і смугою ременя, натягнутого між ними. Подібний вид передачі є одним з найбільш старих видів силової тяги.

За типом використовуваної стрічки, ремінна передача може здійснюватися за допомогою круглого, плоского, зубчастого прямокутного або клиновидного ременя. Матеріали, з яких може бути виконана стрічка ременя, досить різноманітні: шкіра, бавовняне полотно, і т.д.

Принцип дії полягає в наступному: є два вала і приводний ремінь, натягнутий між ними. Шків, з якого передається вплив, іменується провідним валом, а той, до якого приходить тяга, веденим. Та частина стрічки, яка направляється до ведучого шківа, має більш сильну ступінь натягу, ніж йде до веденого шківа. Отже, пасової передачі - різниця ступеня натягу цих двох частин одного ременя. Завдяки цим показником, можна визначити коефіцієнт тяги приводного механізму.

Однак тут є ряд своїх особливостей. Наприклад, величина натягу ременя повинна постійно підтримуватися в заданих межах, оскільки перевищення цієї величини може привести до розриву пасової стрічки, а надмірно слабке натяг, навпаки, призведе до провисання ременя, може виникнути прослизання. Основна функція, яку виконує ремінна передача, це гнучка зв'язок між двома валами електроприводу без будь-яких жорстких зчленувань. При цьому в кожен момент часу має передаватися однакове за величиною зусилля.

Якщо між шківами досить велику відстань, то ремінна передача може бути схильна до значних за величиною Це тягне за собою розтягнення ременя і, як наслідок, його провисання. Тому в подібних ситуаціях ремінь може виконуватися з декількох складових частин, які (в силу своїх малих розмірів) будуть відчувати менші розтягування.

ККД пасової передачі визначається наступним чином. Необхідно потужність, отриману на виході, розділити на потужність, що прийшла на привід, і помножити отримане число на 100%. Ремінна передача може бути охарактеризована також величиною втрат, від якої безпосередньо залежить потужність на відомому валу приводу.

Ремінна передача має наступні переваги: низька вартість, мала плавність, відсутність мастила, простота монтажу і інші. Недоліки - значні габарити, можливість прослизання, недовговічність і низька несуча здатність.

Продуктивність пасової передачі збільшується, якщо виключається можливість прослизання. Даний параметр залежить від кута обхвату і ступеня натягу ременя.

Кут обхвату - центральний кут, який стягує дугу, утворену в місцях зіткнення ременя і шківа.

Класифікація передач. Залежно від форми поперечного перерізу ременя передачі бувають: плоскопасової, кліноременниє, круглоременние, полікліноременние (рис. 69). Плоскопасової передачі по розташуванню бувають перехресні і полуперекрестние (кутові), рис. 70. У сучасному машинобудуванні найбільше застосування мають клинові і поліклинові ремені. Передача з круглим ременем має обмежене застосування (швейні машини, настільні верстати, прилади).

Різновид пасової передачі є Зубчатоременная, Що передає навантаження шляхом зачеплення ременя зі шківами.

Мал. 70. Види плоскопасової передач: а - перехресна, Б - полуперекрестная (кутова)

Призначення. Ремінні передачі відноситься до механічних передачам тертя з гнучким зв'язком і застосовують в разі якщо необхідно передати навантаження між валами, які розташовані на значних відстанях і при відсутності суворих вимог до передавальному відношенню. Ремінна передача складається з ведучого і веденого шківів, розташованих на деякій відстані один від одного і з'єднаних ременем (ременями), надітим на шківи з натягом. Обертання провідного шківа перетвориться в обертання веденого завдяки тертю, що розвивається між ременем і шківами. За формою поперечного перерізу розрізняють плоскі , клинові , поліклинові і Круглі приводні ремені. Розрізняють плоскопасової передачі - відкриті , Які здійснюють передачу між паралельними валами, що обертаються в одну сторону; перехресні, Які здійснюють передачу між паралельними валаміПрі обертанні шківів в протилежних напрямках; в Кутових (полуперекрестних) плоскопасової передачах шківи розташовані на перехресних (зазвичай під прямим кутом) валах. Для забезпечення тертя між шківом і ременем створюють натяг ременів шляхом попереднього їх пружного деформування, шляхом переміщення одного з шківів передачі або за допомогою натяжної ролика (шківа).

Переваги. Завдяки еластичності ременів передачі працюють плавно, без ударів і безшумно. Вони оберігають механізми від перевантаження внаслідок можливого прослизання ременів. Плоскопасової передачі застосовують при великих міжосьових відстанях і, що працюють при високих швидкостях ременя (до 100 М / с). При малих міжосьових відстанях, великих передавальних відносинах і передачі обертання від одного ведучого шківа до кількох веденим краще кліноременниє передачі. Мінімальна ціна передач. Простота монтажу та обслуговування.

Недоліки. Великі габарити передач. Зміна передавального відношення через прослизання ременя. Підвищені навантаження на опори валів зі шківами. Необхідність пристроїв для натягу ременів. Невисока довговічність ременя.

Сфера застосування. Плоскопасової передача простіше, але Кліноременная має підвищену тягової здатністю і вписується в менші габарити.

Поліклинові ремені - плоскі ремені з поздовжніми клиновими виступами-ребрами на робочій поверхні, що входять в клинові канавки шківів. Ці ремені поєднують гідності плоских ременів - гнучкість і клинових - підвищену зчіплюваність зі шківами.

Круглоременние передачі застосовують в невеликих машинах, наприклад машинах швейної та харчової промисловості, настільних верстатах, а також різних приладах.

За потужністю ремінні передачі застосовуються в різних машинах і агрегатах при 50 КВТ, (в деяких передачах до 5000 КВт), При окружній швидкості - 40 М / с, (В деяких передачах до 100 М / с), По передавальним числам 15, ККД передач: плоскопасової 0,93 ... 0,98, а кліноременниє - 0,87 ... 0,96.

Мал. 71 Схема пасової передачі.

силовий розрахунок . Окружна сила на провідному шківі

. (12.1)

Розрахунок ремінних передач виконують за розрахунковою окружний силі з урахуванням коефіцієнта динамічного навантаження І режиму роботи передачі:

Де - коефіцієнт динамічного навантаження, який приймається = 1 при спокійній навантаженні, = 1,1 - помірні коливання навантаження, = 1.25 - значні коливання навантаження, = 1,5 - ударні навантаження.

Початкову силу натягу ременя FO (попереднє натяг) приймають такий, щоб ремінь міг зберігати це натяг досить тривалий час, не піддаючись великий витяжці і не втрачаючи необхідної довговічності. Відповідно до цього початкова напруга в ремені для плоских стандартних ременів без автоматичних натяжних пристроїв = 1,8 МПа; з автоматичними натяжними пристроями = 2 МПа; для клинових стандартних ременів = 1,2 ... 1,5 МПа; для поліамідних ременів = 3 ... 4 МПа.

Початкова сила натягу ременя

де А -Площа поперечного перерізу ременя плоскопасової передачі або площа поперечного перерізу всіх ременів клиноремінною передачі.

Сили натягу ведучої І відомою S 2 Гілок ременя в навантаженої передачі можна визначити з умови рівноваги шківа (рис. 72).

Мал. 72. Схема до силового розрахунку передачі.

З умови рівноваги ведучого шківа

(12.4)

З урахуванням (12.2) окружна сила на провідному шківі

Натяг ведучої гілки

, (12.6)

Натяг веденої гілки

. (12.7)

Тиск на вал ведучого шківа

. (12.8)

Залежність між силами натягу провідною і відомою гілок наближено визначають за формулою Ейлера, згідно з якою натяжений решт гнучкою, невагомою, нерастяжимой нитки, що охоплює барабан пов'язані залежністю

Де - коефіцієнт тертя між ременем і шківом, - кут обхвату шківа.

Середнє значення коефіцієнта тертя для чавунних і сталевих шківів можна приймати: для гумотканинних ременів = 0,35, для шкіряних ременів = 0,22 і для бавовняних та вовняних ременів = 0,3.

При визначенні сил тертя в клинопасовій передачі в формули замість - коефіцієнта, тертя треба підставляти наведений коефіцієнт тертя для клинових ременів

, (12.10)

Де - кут клина ременя.

При спільному розгляді наведених силових співвідношень для ременя отримаємо окружну силу на провідному шківі

, (12.11)

Де - коефіцієнт тяги, який визначається по залежності

Збільшення окружного зусилля на провідному шківі можна досягти збільшенням попереднього натягу ременя або підвищенням коефіцієнта тяги, який підвищується з збільшенням кута обхвату і коефіцієнта тертя.

У таблицях з довідковими даними по характеристикам ременів вказані їх розміри з урахуванням необхідних коефіцієнтів тяги.

геометричний розрахунок . Розрахункова довжина ременів при відомому міжосьовій відстані і діаметрах шківів (мал.71):

Де. Для кінцевих ременів довжину остаточно узгоджують зі стандартними довжинами по ГОСТ. Для цього виконують геометричний розрахунок згідно схеми показаної на ріс.73.

Ріс.73. Схема до геометричного розрахунку пасової передачі

За остаточно встановленої довжині плоскопасової або клиноремінною відкритої передачі дійсне міжосьова відстань передачі пої умови, що

Розрахункові формули без урахування провисання і початкової деформації ременя.

Кут обхвату ведучого шківа ременем в радіанах:

, (12.14)

В градусах .

Порядок виконання проектного розрахунку. Для пасової передачі при проектному розрахунку по заданих параметрах (потужність, момент, кутова, швидкість і передавальне відношення) визначаються розміри ременя і приводного шківа, які забезпечують необхідну міцність від утоми ременя і критичний коефіцієнт тяги при максимальному ККД. За обраному діаметру ведучого шківа з геометричного розрахунку визначаються інші розміри:

Проектний розрахунок плоскопасової передачі по тягової здатності виробляють по допустимому корисного напрузі , Яке визначають за кривими ковзання. В результаті розрахунку визначається ширина ременя по формулі:

, (12.15)

Де - окружна сила в передачі; - допустима питома окружна сила, яка відповідає максимальному коефіцієнту тяги, яка визначається при швидкості ременя = 10 м / с і куті обхвату = 1800; - коефіцієнт розташування передачі в залежності від кута нахилу лінії центрів до горизонтальної лінії: = 1,0, 0,9, 0,8 для кутів нахилу = 0 ... 600, 60 ... 800, 80 ... 900; - коефіцієнт кута обхвату шківа; - швидкісний коефіцієнт:; - коефіцієнт режиму роботи, який приймається: = 1,0 спокійна навантаження; = 0,9 навантаження з невеликими змінами, = 0,8 - навантаження з великими коливаннями, = 0,7 - ударні навантаження.

Для розрахунку попередньо за емпіричними формулами визначається діаметр ведучого шківа

, (12.16)

Де - передана потужність в кВт, - частота обертання.

Діаметр ведучого шківа округляється до найближчого стандартного.

Приймається тип ременя, за яким визначається допустима питома окружна сила по таблиці 12.1.

Таблиця 12.1

Параметри плоских приводних ременів

Розрахункову ширину ременя округлюють до найближчої стандартної ширини по табл.12.2.

Таблиця 12.2 Стандартна ширина плоских приводних ременів

	20, 25,32, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 110, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280…
	30, 60, 70, 115, 300…

Таблиця 12.3 Ширина обода шківа плоскопасової передачі.

Проектний розрахунок клинопасової передачі по тягової здатності виробляють по допустимої потужності переданої одним ременем обраного поперечного перерізу, яке також визначають за кривими ковзання. В результаті розрахунку визначається кількість ременів вибраного перерізу за формулою:

	d1, мм	Р0 (кВт) при швидкості ременя υ, м / с

l0 = 1320мм
l0 = 1700мм
l0 = 2240мм
l0 = 3750мм
l0 = 6000мм

Переклад системи позначень перетинів клинових ременів по ГОСТ 1284 в міжнародні стандарти: Про - Z, А - A, Б - B, В - C, Г - D, Д - E, Е - E0

1120; 1180; 1250; 1320; 1400; 1500; 1600; 1700; 1800; 1900; 2000; 2120; 2240; 2360;2500

* * * *

2650; 2800; 3000; 3150; 3350; 3550; 3750; 4000

* * *

4250; 4500; 4750; 5000; 5300; 5600; 6000

* *

6300; 6700; 7100; 7500; 8000; 8500; 9000; 9500; 10000; 10600

Розрахункове число клинових ременів округлюють до найближчого більшого цілого числа.

Перевірочний розрахунок на довговічність . Довговічність ременя визначається його опором втоми при циклічному навантаженні. Опір втоми визначається числом циклів навантаження, яке зростає із збільшенням при швидкості ременя і зменшенні його довжини. Для забезпечення довговічності ременя в межах 1000 ... 5000 годин роботи перевіряється число пробігів ременя в секунду, яке відповідає числу навантажень в секунду