16. Ремінні передачі: принцип дії, оцінка і застосування

Схема ремінної передачі зображена на рисунку 16.1. Передача складається з двох шківів, закріплених на валах, і ременя, що охоплює шківи. Навантаження передається силами тертя, що виникають між шківами і ременем унаслідок натягу останнього.

У залежності від форми поперечного переріза ременя розрізняють:

плоскоремінну (рисунок 16.1, а), клиноремінну (рисунок 16.1, б) і круглоремінну (рисунок 16.1, в) передачі.

Ремінна передача є одним з найстаріших типів механічних передач, що зберегли своє значення до останнього часу. У порівнянні з іншими типами передач ремінна має ряд особливостей, що визначають доцільність її застосування. Для оцінки ремінної передачі порівняємо її з зубчастою передачею, як найбільш розповсюдженої. При цьому можна відзначити наступні основні переваги ремінної передачі: можливість передачі руху на значну відстань (до 15 м і більш); плавність і безшумність роботи, обумовлені еластичністю ременя і, що дозволяють працювати при високих швидкостях; запобігання механізмів від різких коливань навантаження внаслідок пружності ременя; запобігання механізмів від перевантаження за рахунок можливого прослизання ременя; простота конструкції й експлуатації (передача не вимагає змащення).

Основними недоліками ремінної передачі є: підвищені габарити (для однакових умов діаметри шківів приблизно в 5 разів більше діаметрів зубчастих колес); деяка непостійність передатного відношення, викликана залежністю ковзання ременя від навантаження; підвищене навантаження на вали і їхні опори, зв'язане з великим попереднім натягом ременя (збільшення навантаження на вали в 2-3 рази в порівнянні з зубчастою передачею); низька довговічність ременів (у межах від 1000 до 5000 ч).

Ремінні передачі застосовують переважно в тих випадках, коли за умовами конструкції вали розташовані на значних відстанях. Потужність сучасних передач не перевищує звичайно 50 кВт. У комбінації з зубчастою передачею ремінну передачу встановлюють звичайно на швидкохідну ступінь як менш навантажену.

У сучасному машинобудуванні найбільше поширення мають клинові ремені. Застосування плоских ременів старої конструкції значно скоротилося. Плоскі ремені нової конструкції (плівкові ремені з пластмас) одержують поширення у високошвидкісних передачах. Круглі ремені застосовують тільки для малих потужностей: у приладах, машинах домашнього побуту і т.п.

17. Кінематичні і геометричні параметри ремінних передач

Кінематичні параметри. Обводові швидкості на шківах:

υ₁ = πd₁n₁/60; υ₂ = πd₂n₂/60. (17.1)

З огляду на пружне ковзання ременя, можна записати υ₂ < υ₁ чи

υ₂ = υ₁(1-ε), (17.2)

де ε – коефіцієнт ковзання. При цьому передатне відношення:

i = n₁/n₂ = υ₁d₁/υ₂d₂ = d₂/[d₁(1-ε)] (17.3)

Надалі показано, що величина ε залежить від навантаження, тому в ремінній передачі передатне відношення не є суворо постійним. При нормальних робочих наванта-женнях ε  0,01...0,02. Невелике значення ε дозволяє приблизно приймати:

i  d₂/d₁ , (17.4)

Геометричні параметри передачі. На рисунку 17.1, a – міжосьова відстань; β – кут між гілками ременя; α – кут обхвату ременем малого шківа. При геометричному розрахунку відомими звичайно є d₁, d₂ і а, визначають кут α і довжину ременя l. Унаслідок витяжки і провисання ременя значення α і l не є точними і визначаються приблизно:

α =180° – β; sin(β/2) = (d₂ – d₁)/(2a).

Враховуючи, що β/2 практично не перевищує 15°, приблизно приймаємо значення синуса рівним аргументу і запишемо:

β (d₂ – d₁)/a рад 57 (d₂ – d₁)/a°. (17.5)

При цьому:

α = l80° – 57(d₂ – d₁)/a чи

α = l80° – 57d₁(i – 1)/a

Причина ковзання розглядається нижче.

Довжина ременя визначається як сума прямолінійних ділянок і дуг обхвату:

l 2a + 0,5π(d₂ + d₁)+(d₂ – d₁)²/(4a). (17.6)

При заданій довжині ременя міжосьова відстань

(17.7)

Сили і силові залежності. На рисунку 17.2 показано навантаження гілок ременя в двох випадках: T₁ = 0 (рисунок 17,2, а) і T₁ > 0 (рисунок 17.2, б).

Тут позначено: F₀ - попередній натяг ременя; F₁ і F₂ - натяг ведучої і веденої гілок у навантаженій передачі; F_t = 2T₁/d₁ - обводова сила передачі. За умовою рівноваги шківа маємо:

T₁ = 0,5d₁(F₁ – F₂), чи F₁ – F₂ = F_t . (17.8)

Зв'язок між F₀, F₁ і F₂ можна установити на основі наступних міркувань.

Геометрична довжина ременя не залежить від навантаження [див. формулу (17.6)] і залишається незмінною як у ненавантаженій, так і в навантаженій передачі. Отже, додаткова витяжка ведучої галузі компенсується рівним скороченням веденої галузі. Запишемо: .

F₁ = F₀ + F, F₂ = F₀ – F, чи F₁ + F₂ = 2F₀. (17.9)

З рівнянь (17.8) і (17.9) випливає:

F₁ = F₀ + F_t/2, F₂ = F₀ – F_t/2.

Одержали систему двох рівнянь із трьома невідомими F₀, F₁, F₂. Ці рівняння, установлюють зміну натягів ведучої і веденої галузей у залежності від навантаження F_t, але не розкривають здатності передавати це навантаження чи тягової здатності передачі, що зв'язана з величиною сили тертя між ременем і шківом. Такий зв'язок встановлено Ейлером.