Тепловой расчёт червячной передачи

Червячные передачи вследствие их низкого КПД из-за значительного расхода энергии на преодоление трения работают с большим тепловыделением. Нагрев масла до температуры, превышающей допустимую [t]_м, приводит к снижению его защитной способности, разрушению масляной плёнки и возможности заедания в передаче.

Расчётная формула для определения температуры масла в редукторе (^оC) при установившемся режиме работы червячной передачи, определённая из условия равенства теплоты, выделяемой в передаче и отводимой в окружающую среду, имеет вид

t_м = t₀+ , (5.26)

где t₀– температура воздуха вне корпуса (внутри цеха обычно t₀ = 20 ^о C);
η – КПД червячной передачи; K_T – коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток, передаваемый в секунду одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус и зависящий от материала корпуса редуктора, степени шероховатости поверхности его стенок, режима циркуляции наружного воздуха и условий перемешивания масла. Для чугунных корпусов при естественном охлаждении принимают
K_T = 12…17 Вт/(м² ∙ ^оC), причём большие значения принимают для передач, работающих в помещениях с хорошей циркуляцией воздуха или эксплуатируемых на открытом воздухе, при незначительной шероховатости наружных поверхностей корпуса и при соблюдении постоянного интенсивного перемешивании масла; A – площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, м². При проектировочном расчёте принимают А 20a_w², где а_w – межосевое расстояние передачи, м; P₁ – мощность на червяке, кВт; – коэффициент, учитывающий отвод тепла теплопроводностью (принимают = 0,3, если корпус установлен на металлической раме, и = 0, если основание бетонное).

Допустимая температура масла обычно принимается равной [t]_м=90 ^оC. Повторно-кратковременный режим работы снижает температуру масла.

Если при расчёте t_м [t]_м ,это означает, что естественного охлаждения достаточно. В противном случае необходимо применять искусственное охлаждение.

При 1 < t_м /[t]_м 2 применяют воздушное охлаждение, при котором корпус редуктора обдувается воздухом с помощью вентилятора (крыльчатка вентилятора устанавливается на свободном конце червяка).

При t_м /[t]_м > 2 применяют водяное охлаждение, при котором устанавливают в корпусе редуктора водяные полости или змеевики с проточной водой.

Для смазки червячных передач применяются масла:

· цилиндровое 24 (вискозин);

· цилиндровое 52 (вапор);

· трансмиссионное автотракторное летнее (нигрол летний);

· трасмиссионное с присадкой летнее;

· тракторное АК-15 (автол 18);

· автотракторное АКЗп – 10;

· автотракторное АКЗп – 6.

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

6.1. Общие сведения

Ременная передача – передача трением с гибкой связью.Она состоит из ведущего диаметром d₁, ведомого диаметром d₂ шкивов и ремня l , надетого на шкивы с предварительным натяжением. В состав передачи может также входить натяжное устройство 2 (рис. 6.1).

Ременная передача первой из передач получила промыш­ленное применение. Передачу энергии на средние и большие расстояния в XIX веке стали осуществлять металлической лен­той, а затем тросом.

После зубчатой передачи ременная – наиболее распространен­ная из механических передач.

а) б)

Рис. 6.1. Схема ременной передачи:

а – без натяжного устройства; б – с натяжным устройством

По принципу действия различаются передачи трением (нагрузку передают силы трения между шкивами и ремнем) и зацеплением (зубчато-ременные). Последние существенно отличаются по своим свойствам от передач трением и рассматриваются отдельно.

Применение.Ременные передачи применяют в приводах для передачи движения от электродвигателя или ДВС, когда по конст­руктивным соображениям межосевое расстояние должно быть дос­таточно большим, а передаточное отношение и может быть не строго по­стоянным (приводы металлорежущих станков, конвейеров, транс­портных, дорожных, строительных и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения и (приборные и робототехнические устройства).

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно не превышает 50 кВт, хотя может достигать 2000 кВт и более. Скорость ремня колеблется в пределах от 5 до 50 м/с, а в высокоскоростных передачах – до 100 м/с и выше.

Безусловным требованием нормального функционирования ременных передач трением является наличие натяжения ремня, которое достигается либо предварительным упругим растяжением ремня, либо перемещением одного из шкивов относительно другого, либо натяжным роликом, либо автоматическим устройством, обеспечивающим регулирование натяжения в зависимости от передаваемой нагрузки.

Достоинстваременных передач: 1) возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м); 2) возможность работы с вы­сокими частотами вращения; 3) плавность и низкий уровень шума вследствие эластичности ремня; 4) смягчение вибраций и ударов вследствие упругости ремня; 5) защита от пере­грузок вследствие возможного проскальзывания ремня по шкиву (кроме передач зубчатым ремнем); 6) простота конструкции, эксплуатации, отсутствие смазочной системы и малая стоимость.

Недостатки:1) большие радиальные размеры; 2) большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, необходимость устройств для на­тяжения ремня; 3) непостоянное передаточное число вследствие не­избежного упругого скольжения ремня; 4) малая долговечность ремня в быстроходных передачах; 5) чувствительность нагру­зочной способности к наличию паров влаги и нефтепродуктов.

Ремни передач трением в зависимости от формы поперечного сечения ремня различают плоским ремнем (рис. 6.2, а), клиновым ремнем (рис. 6.2, б), поликлиновым ремнем (рис. 6.2, в), круглым ремнем (рис. 6.2, г). Наибольшее применение в машиностроении нашли клиновые и поликлиновые ремни.

а) б) в) г)

Рис. 6.2. Ременные передачи:

а – плоским ремнем; б – клиновым ремнем;
в – поликлиновым ремнем; г – круглым ремнем

Ремни изготовляют из прорезиненных тканей или синтетиче­ских материалов.

Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспо­собностью и долговечностью (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях). Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15 м) или высоких скоростях ремня (до 100 м/с).

За счет клинового эффекта в передачах клиновым и поликлино­вым ремнями можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.

Ремни круглого сечения используют впространственных передачах малой мощности (оборудование полиграфической и текстильной промышленности, настольные станки, приборы, бытовые машины). Скорость ремня до 30 м/с.

6.2. Основные геометрические параметры

Основные геометрические параметры показаны на рис. 6.3.

Рис. 6.3. Геометрические параметры ременной передачи

1. d₁, d₂ – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм.

2. а – межосевое расстояние передачи, мм.

3. Угол γ между ветвями ремня (в радианах).

Угол γ между ветвями ремня находят из треугольника О₁АО₂:

sin(γ/2) = (∆/2), где ∆ = (d₂ – d₁)/2. Тогда угол между ветвями ремня в радианах;

γ = 2arcsin(∆/а) ≈ 2∆/а.

Угол α₁ охвата ремнем малого шкива (в градусах).

α₁ = 180^о – γ^о ≈ 180^о – (2∆/а)∙57,3^о.

Допускается использовать при расчетах выражение:

α₁ = 180^о – γ^о ≈ 180^о – (2∆/а)∙57^о.

Минимальный угол охвата α_1min для плоскоременной передачи должен быть 150^о, для клиноременной α_1min – 120 ^о.

4. Длина ремня L , мм (без учета его деформации на шкивах) определяется как сумма длин прямолинейных участков и длин дуг охвата ремнем малого и большого шкивов.

L = 2a(cos γ/2) +π/2 (d₂ + d₁) + γ/2(d₂ – d₁).

Принимая (d₂ + d₁) /2 = d_ср и используя разложение в ряд Маклорена, согласно которому cos(γ/ 2) ≈ 1– (1/2)(γ/2)², получаем зависимость для нахождения длины ремня

L ≈ 2a + πd_ср + ∆²/а.

При этом для бесконечных ремней следует уточнить из полученного для длины L выражения предварительно заданное межосевое расстояние:

6.3. Силовые соотношения в передаче

Для нормальной работы ременной передачи необходимо обеспечить определенное трение между ремнем и шкивом, поэтому ремню после ус­тановки на шкив придают предварительное натяжениесилой F₀ (причем, чем больше F₀, тем выше тяговая способность передачи и меньше срок службы).

До приложения нагрузки (передача в состоя­нии покоя или холостого хода ) каждая ветвь ремня натянута одинаково с силой F₀ (рис. 6.4, а).

а) б)

Рис. 6.4. Натяжение ветвей ремня:

а – в состоянии покоя; б – после приложения вращающего момента

При приложении рабочего вращающего момента Т₁ происходит перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь (ВЩ) дополнительно натягивается до силы F₁,а натяжение ведомой ветви (ВМ) уменьшается до F₂(рис. 6.4, б). Из условия равновесия моментов относительно оси вращения

– Т₁ + F₁ d₁/2 – F₂ d₁/2 = 0 или F₁ – F₂ = F _t ,

где F _t = 2∙10³ Т₁ /d₁ – окружная сила на шкиве, Н. Здесь Т₁ в Н ∙ м; d₁ в мм.

Общая геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки и во время работы передачи остается неизменной. Дополнительное упругое удлинение ведущей ветви под действием силы ∆F = F₁ - F₀компенсирует равное сокращение ведомой ветви под действием силы ∆F = F₀– F₂. Следовательно, насколько возрастает сила натяжения ведущей ветви ремня, настолько же снижается сила натяжение ведомой, т.е.

F₁ = F₀ +∆F и F₂ = F₀– ∆F или F₁+ F₂ = 2F₀ .

Решая совместно уравнения F₁– F₂ = F _t и F₁+ F₂ = 2F₀ , получим

F₁ = F₀ + F_t / 2;

F₂ = F₀ – F_t / 2. (1)

При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила F_ц, Н:

F_ц = 10^-6 ρАv² ,

где А – площадь сечения ремня, мм²; ρ – плотность материала, кг/м³, v – скорость ремня, м/с.

Сила F_ц отбрасывает ремень от шкива, снижая тем самым силы трения и нагрузочную способность передачи.

Таким образом, силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня: при передаче полезной нагрузки (F₁ + F_ц)и (F₂+ F_ц)соответ­ственно; на холостом ходу (F₂+ F_ц).

Нагрузка на валы и подшипники.Силы натяжения ветвей ремня нагружают шкивы, валы, на которых шкивы установлены, и опоры валов – подшипники. В покое ветви ремня нагружены силами F₀,предварительного натяжения (рис. 6.5, а): угол между векторами (80° ≤ α₁).

а) б)

Рис. 6.5. Нагрузка на валы и подшипники:
а – в покое; б – при передаче полезной нагрузки

Из рассмотрения треугольников равнобедренного ОАС и прямоугольного ОВА следует:

ОС = 2ОВ =2ОА sin(α₁/2).

Сила, действующая на валы в неработающей передаче, таким образом, определяется как

F_в = 2F₀ sin(α₁/2),

где α₁ – угол обхвата.

При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежной силы имеем (рис. 6.5, б):

.

Вектор F_в отклонен на угол θ от линии центров на малом шкиве в сторону ведущей ветви, а на большом – в сторону ведомой ветви. Обычно сила F_в, действующая на валы ременной передачи, в 2 ... 3 раза больше окружной силы F_t,что является серьезным недостатком ременных передач.

6.4.Напряжения в ремне

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределены неравномерно (рис. 6.6). Различают следующие виды напряжений в ремне:

Рис. 6.6.Эпюры напряжений в ремне

1. Напряжение σ₀ от силы предварительного натяжения. В состоянии покоя или при холостом ходе (вращение без передачи полезной нагрузки) каждая ветвь ремня натянута силой F₀ .Таким образом,

σ₀ = F₀/А,

где А – площадь поперечного сечения ремня.

2. Полезное напряжение σ_t. Отношение окружной силы (по­лезной нагрузки) F_t к площади поперечного сечения ремня А называют полезным напряжением σ_t:

σ_t = F_t /А ,

F _t = F₁– F₂

А так как F _t = F₁– F₂, то полезное напряжение σ_t является разностью напряжений σ₁ в ведущей и σ₂ в ведомой ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (пока не сказывается влияние цен­тробежных сил):

σ_t = σ₁– σ₂ .

Напряжения σ₁в ведущей и σ₂ в ведомой ветвях от сил F₁и F₂ с учетом (1):

σ₁ = F₁/А = F₀/А + 0,5F_t /А = σ₀ + 0,5σ_t;

σ₂ = F₂/А = F₀/А – 0,5F_t /А = σ₀ – 0,5σ_t.

Значением σ_t оценивают тяговую способность ременной пере­дачи.

3. Напряжение изгиба σ_и возникает в ремне при огибании им шкивов. По закону Гука: σ_и = εЕ, где ε = 2y_mах /d – относительное удлинение волокон на наружной стороне ремня при изгибе.

Тогда

σ_и = 2 y_mах Е /d, (6.2)

где Е – модуль продольной упругости материала ремня, у_mах – расстояние от нейтральной линии до опасных волокон, с которых начи­нается разрушение ремня, d – расчетный диаметр.

За расчетный диаметр d для передачи плоским ремнем берется диаметр наружной поверхности шкива; для передачи клиновым, поликлиновым и круглым ремнями – диаметр окружности по нейтральной линии ремня.

Наибольшее напряжение изгиба в рем­не (согласно (2)) возникает на шкиве меньшего диаметра d₁. Обычно для достижения минимальных габаритов передачи стремятся принимать небольшие значения диаметра d₁ малого шкива. Однако при этом возникают боль­шие напряжения изгиба σ_и1, которые могут в несколько раз превы­шать все другие напряжения.

На практике значение σ_и1 ограничивают минимально допус­тимым для каждого вида ремня значением d₁.

Напряжение изгиба, изменяясь по отнулевому циклу, является главной причиной усталостного разрушения ремня. На тяговую способность передачи оно не влияет.

Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива сила его натяжения уменьшается от F₁ до F₂(рис. 6.3, б и 6.7). Так как деформация ремня пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень под действием силы упругости укорачивается, преодолевая сопротивление силы трения в контакте ремня со шкивом. При этом ремень отстает от шкива: возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от F₂ до F₁,ремень удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата α, а лишь на части ее – дуге скольжения β, которая всегда расположена со стороны сбегания ремня со шкива. Длину дуги скольжения определяет условие равновесия сил трения на этой дуге и разности сил натяжения ветвей, т. е. окружной силы – F _t = F₁– F₂.

При нормальной работе: β₁ = (0,5 ... 0,7) α₁.

Рис. 6.7. Скольжение ремня по шкивам

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя (α – β), на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной силе натяжения набе-гающей ветви, а сам ремень движется вместе со шкивом без скольжения.

Скорости v₁ и v₂ прямолинейных ветвей равны скоростям шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости v₁ – v₂ определяет скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. стрелки на дуге β₁ на рис. 6.7).

I Упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности сил F₁ и F₂,нагружающих ведущую и ведомую ветви ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости и, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

Упругое скольжение ремня характеризуют коэффициентом скольжения ξ :

ξ = (v₁ – v₂)/ v₁ или v₂ = v₁ (1– ξ),

где v₁ и v₂ – окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно ξ = 0,01 ...0,02.

Буксование.С увеличением окружной силы F_t уменьшается дуга покоя, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значи­тельной перегрузке дуга скольжения β₁ достигает значения дуги обхвата α₁ и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т.е. буксует. При буксовании ремня на ведущем шкиве ведомый шкив останавливается: передача теряет свою работоспособность.

6.6. Передаточное отношение

Окружные скорости ведущего и ведомого шкивов соответственно

v₁ = πd₁n₁ /60 000 и v₂ = πd₂n₂/60 000,

где n₁ и n₂ – частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин^-1;
d₁ и d₂ –- диаметры этих шкивов, мм.

Передаточное отношение ременной передачи:

u = n₁ /n₂ = v₁d₂/(v₂d₁) = d₂/[d₁ (1– ξ) ]

Упругое скольжение, зависящее от значения окружной силы F_t,является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения ременных передач.

При проектировании рекомендуют принимать для передач плоским ремнем и ≤ 5, клиновым и ≤ 7, поликлиновым и ≤ 8, зубчатым и ≤ 12.

6.7. Критерии работоспособности и расчета ременной передачи

Основные критерииработоспособности и расчета ременных передач: тяговая способность(прочность сцепления ремня со швом) и долговечность ремня.

Тяговая способность ременной передачи обусловлена сцеплением ремня со шкивами.Экспериментально исследуя тяговую способность, строят графики – кривые скольжения и КПД(рис. 6.8); на их базе разработан метол расчета ременных передач. При постоянной силе предварительного натяжения F₀ кривые скольжения устанавливают связь между окружной силой F_t (тягой) и относительным скольжением. При построении гра­фика по оси абсцисс откла­дывают относительную на­грузку, выраженную через коэффициент тяги φ:
φ = F_t /( F₁+ F₂) = F_t / (2F₀) = σ_t /(2 σ₀), а по оси ординат– коэффициент скольжения. При испытании по­степенно увеличивают полезную нагрузку F_t (коэффициент тяги φ), сохраняя постоянным предварительное натяжение F₁+ F₂ = = 2F₀, замеряют окружные скорости шкивов и вычисляют скольжение.

При возрастании коэффициента тяги от нуля до некоторого зна­чения φ_К, называемого критическим (рис. 6.8), наблюдают только упругое скольжение ремня по шкиву. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно соответствуют закону Гука, поэтому кривая скольже­ния близка к прямой. Этот участок характеризует устойчивую рабо­ту ремня. При дальнейшем увеличении коэффициента тяги от φ_К до φ_max наблюдают как упругое скольжение, так и частичное пробук­совывание, которое по мере увеличения φ растет. Работа передачи становится неустойчивой. При φ_mах окружная сила F_t достигает зна­чения максимальной силы трения, дуга покоя полностью исчезает, а дуга скольжения β₁ распространяется на весь угол обхвата α₁ – наступает полное буксование ремня на ведущем шкиве.

Рис. 6.8. Кривые скольжения и КПД

6.8. Потери в передаче и КПД. Долговечность ремня

Потери в передаче и КПД.При работе ременной передачи возникают потери на: упругий гистерезис, скольжение ремня по шкивам, трение в подшипниках опор и аэродинамические сопротив­ления. В клиноременной передаче дополнительно возникают потери на радиальное скольжение ремня в канавке и на его поперечное сжа­тие. Наибольшая доля потерь приходится на гистерезис при изгибе, особенно для клиноременных передач. Потери, связанные с изгибом и аэродинамическим сопротивлением, не зависят от передаваемой нагрузки. Поэтому КПДпередачи при малых нагрузках невысок, так как велики относительные потери. Он достигает максимума η_maх в зоне критического значения φ_К (рис. 6.8).

В диапазоне значений коэффициента тяги от φ_К до φ_max к уп­ругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое вызывает изнашивание и нагрев ремня, а также резкое снижение КПД передачи вследствие увеличения потерь на скольжение.

Согласно кривым скольжения и КПД передаваемую силу F_t следует принимать вблизи значения φ_К , которому соответствует η_max. При нормальных условиях работы для передачи плоским рем­нем η_max = 0,95 ... 0,97; для передачи клиновым и поликлиновым ремнем η_max = 0,92 ... 0,96. Работу передачи при
φ > φ_К можно до­пускать только при кратковременных перегрузках, например в пери­од пуска.

Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги φ_К значение которого определяет допускаемую окружную силу[F _t].

Из формулы

φ = F_t /( F₁+ F₂) = F_t / (2F₀) = σ_t /(2 σ₀)

следует:

[F _t] = 2 φ_К F₀.

Значения φ_К установлены экспериментально для каждого типа ремня: для плоских ремней φ_К = 0,4 ... 0,5; для клиновых и поли­клиновых φ_К = 0,7..,0,8.

Долговечность ремнязависит не только от значений напряже­ний, но и от характера их изменения за один цикл, а также от числа таких циклов. Поскольку напряжения изгиба превышают все другие составляющие суммарного напряжения в ремне, то дол­говечностьв большой степени зависит от числа изгибов ремня на шкивах. Следует иметь в виду, что за один пробег ремня в передаче с u = 1 в нем дважды действуют максимальные напряжения(ремень испытывает два изгиба на шкивах равного диаметра). Одной из со­ставляющих напряжений является напряжение от силы F₀ предварительного натяжения ремня. Чем больше F₀ , тем выше тяговая спо­собность передачи, но ниже долговечность ремня.

Под влиянием циклического деформирования в ремне возника­ют усталостные разрушения – трещины, надрывы, расслаивание ремня. Снижению сопротивления усталости способствует нагрев ремня от внутреннего трения и от скольжения его по шкивам.

Полный цикл напряжений соответствует одному пробегу ремня по шкивам, при котором уровень напряжений в поперечном сечении ремня меняется в соответствии с прохождением им каждого из четырех характерных участков: два шкива, ведомая и ведущая ветви

Число пробегов ремня (число циклов нагружения) за весь срок работы передачи пропорционально частоте пробегов:

υ = ν/ L_р ≤ [ν],

где v – скорость ремня, м/с; L_р – длина ремня, м; [υ] – допускаемая частота пробегов, с^-1.

Частота пробегов является показателем долговечности рем­ня: чем больше υ, тем больше число циклов при том же времени рабо­ты или тем меньше долговечность при том же уровне напряжений.

Для достижения средней долговечности в 2000...3000 ч реко­мендуют ограничивать частоту пробегов, принимая для ремней:

• плоских (прорезиненных-синтетических) [υ] < 10 – 50 с^-1;

• клиновых[υ] < 20 с^-1;

• поликлиновых [υ] < 30 с^-1.

В основе уточненных методов расчета ремней на долговеч­ность лежит уравнение кривой усталости

σ^q_max N_E = С,

где q и С – опытные постоянные; σ_mах – наибольшее напряжение, определяемое в п. 8.4; N_E эквивалентное число циклов нагружения,

N_E = 3600 υ z_шк L_h / k_и .

Здесь υ – частота пробегов ремня, с^-1; z_шк – число шкивов в пе­редаче;
L_h – ресурс ремня, ч; k_и – коэффициент, учитывающий раз­ную степень изгиба ремня на меньшем и большем шкивах. При и = 1 k_и = 1; с увеличением передаточного отношения и влияние изгиба на большем шкиве уменьшается, а значение k_и возрастает, приближаясь к значению z_шк.

6.9. Расчет клиноременных передач

В машиностроении пре­имущественно применяют пере­дачи клиновым или поликлино­вым ремнем.

Клиновые ремниимеют трапециевидное поперечное се­чение (рис. 6.9), а шкивы канавки соответствующего ремню про­филя. Профили ремней и канавок шкивов имеют контакт только по боковым (рабочим) поверхностям ремней и боковым граням канавок шкивов. Между внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор. В передаче часто применяют несколько клиновых ремней (ком­плект).

Достоинствомэтой передачи по сравнению с передачей пло­ским ремнем является то, что благодаря повышенному (до трех раз) сцеплению ремня со шкивами, обусловленному эффектом клина, она может передавать большую мощность, допускает меньший угол обхвата на малом шкиве, а следовательно, и меньшее межосевое расстояние а, допускает бесступенчатое регулирование скорости (ременные вариаторы).

Рис. 6.9. Поперечное сечение клинового ремня

Недостаткамиявляются большие напряжения изгиба вследст­вие значительной высоты ремня, большие потери на внешнее и внутреннее трение, большая стоимость изготовления шкивов и не­одинаковая работа ремней в комплекте вследствие отклонений в их длине.

Рекомендуется применять передачиклиновыми ремнями при малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, вертикальном расположении осей валов. Клиновые передачи применяют для мощностей до 200 кВт.

Типы ремней.Клиновые ремни состоят (рис. 6.9) из несущего слоя – корда 1на основе материалов из химических волокон (кордшнур или кордовая ткань), резины 2и оберточной ткани 3,свулканизированных в одно целое. В зависимости от конструкции несуще­го слоя, расположенного в зоне нейтральной линии, клиновые ремни бывают двух типов: кордтканевые и кордшнуровые. В кордтканевых корд состоит из нескольких рядов вискозной, капроновой или лавса­новой ткани. В кордшнуровых ремнях корд состоит из одного ряда навитых по спирали шнуров из полиэфирных или полиамидных во­локон; для передач с высокой нагрузкой – из кевлара.

Кордтканевые ремни характеризует меньший модуль упругости, они лучше работают при ударной и вибрационной нагрузке.

Клиновые ремни выпускают бесконечными. Перспективными являются ремни без обертки 3 (рис. 6.9). Коэффициент трения при этом в 2 раза выше, чем при наличии обертки, что увеличивает тяговую способность, позволяет уменьшить натяжение и тем самым по­высить долговечность.

Основные размеры клиновых ремней: расчетная ширина w_P и расчетная длина L_P по нейтральному слою, расположенному на рас­стоянии у₀ от большего основания трапеции. В зависимости от от­ношения w_P к высоте h (рис. 6.9) стандартные клиновые ремни из­готовляют нормального (w_P /h = 1,4), узкого
(w_p /h = 1,06 ... 1,10)и широкого (w_p/h = 2,0 ... 4,5) сечений.

Клиновые ремни нормальных сечений обозначают (в порядке увеличения поперечного сечения): Z, А, В, С, D, Е. В зависимости от применяемых материалов и технологии изготовления ремни выпус­кают четырех классов (в порядке повышения качества): I, II, III и IV.

Из-за большой массы скорость их ограничена (до 30 м/с).

Вследствие большой относительной высоты ремни нормальных сечений имеют ограниченную долговечность. Большая высота ремня приводит к значительным деформациям сечения при изгибе, проги­бу ремня в канавке, неравномерному распределению нормальных давлений в зоне контакта ремня со шкивами и неравномерному рас­пределению нагрузки по нитям корда.

Клиновые ремниузких сечений изготовляют четырех сечений: SPZ, SPA, SPB, SPC. Благодаря меньшему отношению ширины рем­ня к высоте имеют более равномерное распределение нагрузки по ни­тям корда. Поэтому узкие ремни допускают большие натяжения, пере­дают при той же площади сечения в
1,5–2 раза большую мощность, что делает возможным уменьшить число ремней в комплекте и ширину шкива. Узкие ремни хорошо работают при скоростях до 50 м/с.

Широкие клиновые ремни предназначены для вариаторов.

Для двигателей автомобилей, тракторов и комбайнов применя­ют вентиляторные ремни.