> Техника, страница 37 > Гибкие передачи

Гибкие передачи

Гибкие передачи, передачи вращения от одного вала к другому помощью гибкой ленты, огибающей с некоторым натяжением шкивы на обоих валах (фигура 1). В зависимости от рода гибкой ленты Г. п. разделяются на: ременные передачи, передачи проволочными и непроволочными канатами, а также цепные передачи. Первые три формы представляют передачу силою трепня, возникающего между лентой и рабочей поверхностью шкивов. Лента обычно надевается с известным натяжением; иногда применяются различные натяжные приспособления, прижимающие ленту к шкиву.

В состоянии покоя натяжение обоих концов ленты одинаково, при движении же натяжение Ч ведущего конца больше натяжения

7’., ведомого конца на величину силы трения между лентой и шкивом; зависимость, связывающая силы Ί и 1, выражается формулой: 1 — Т_ге^, где е—основание натуральных логарифмов, μ—коэфф-т трения и к— угол обхвата ленты. Эта зависимость получена в предположении, что собственный вес ленты не оказывает влияния на передачу. В действительности, в ленте, лежащей на шкиве, во время движения развивается центробежная сила, стремящаяся отжать ленту от шкива и этим уменьшить силу трения. При учете веса ленты, натяжения ее концов определяются по ф-лам:

«μα

Ί=Р - - + q ^v

¹ - 1 Я

(1)

Р---

еУ-^а- 1

(2)

где q—вес погонной единицы ленты, v— скорость ее, д—ускорение силы тяжести, Р—окружное усилие.

Величина окружного усилия равна

®*

- 1

(3)

Из этой формулы видно, что для получения большей величины Р, при том же значении Ί, выгодно увеличивать коэфф-т трения μ и угол обхвата к. Угол а зависит от расстояния между валами и от диаметров шкивов. Поэтому передаточное число, равное отношению диаметров, не следует делать большим. Чтобы получить в работе необходимые натяжения Ί и Т₂, лента должна иметь натяжение в покое 7₀, равное

Р(еУ* + 1) 2(ее^а — 1)

(4)

Натяжение лепты вызывает давление в шейках валов R, равное сумме 1 +Ί и уменьшенное на величину центробежной силы:

В=Ί + Ί -

(5)

Работа, передаваемая лентой, равна:

75 К=Р v, (6)

откуда

PD 71 620 N ,~ч

2 ^_ П ’

где N—число Н⁵. D—диаметр, а п—число оборотов в мин. ведомого шкива. Из (6) видно, что при том же Р выгодно увеличивать скорость движения ленты v. Однако, такое увеличение возможно лишь до известного предела, т. к., благодаря возрастанию центробежной силы, в ленте возникают большие напряжения. При наиболее выгодной скорости напряжение от центробежной силы равно приблизительно трети полного напряжения ленты в работе. Во всякой передаче гибкой связью неизбежна потеря некоторой части работы, а именно: 1) относительная потеря от трения в опорах валов

Ζι =

μΗ

£l

г,

где i?, и —радиусы шеек, а г, и г_г—радиусы шкивов: 2) относительная потеря вследствие изменения в скорости, возникающая благодаря упругим свойствам ленты, то есть изменению упругих деформаций под влия нием меняющихся натяжений Ί и 7₂, что влечет за собой разницу скоростей о_г ведомого конца и г>_х ведущего, вычисляется по ф-ле: у _у,-и,_ Τι-Τ,_ Р

где F—поперечное сечение ремня и Е—модуль упругости его; 3) потеря от перегибания ремня: при набегании на шкив лента обвивает его, на что затрачивается работа

0= ; работа движущей силы в секунду равняется Ρν, следовательно, относительная потеря для двух шкивов вычисляется так:

У _ β[ /·>, I

³ 2Pv г, г,)’

где I—момент инерции сечения ленты, а <Uj и иу—угловые скорости вращения валов; 4) остальные потери—от сопротивления воздуха движению ленты и вращению шкива, от электризации ленты, жесткости ее и т. д. Учет этих потерь очень труден, так как в каждом отдельном случае числовое значение кпд будет зависеть от целого ряда причин, как форма спиц шкива, скорость ленты, форма сечения ленты и т. д. Обычно эти потери принимаются равными ~ 1%.

Ременная передача. В этой передаче в качестве гибкой ленты служит ремень (смотрите Ремни приводные). Чаще всего встречаются ремни кожаные, разделяющиеся по форме своего сечения на плоские, круглые и трапецоидальные. Рейсе употребляются ремни из верблюжьей шерсти, хлопчато-бумажные, шелковые и т. д. Достоинством последних ремней является меньшая чувствительность к изменениям темп-ры и влажности воздуха в рабочем помещении, но срок службы их меньше. Ременные передачи применяются в разнообразных случаях передачи работы, от очень малых до очень больших мощностей. Передача ремнями м. б. выполнена при произвольном расположении валов в пространстве. Если желательно иметь экономную и спокойную передачу, то расстояние между валами должно быть не особенно велико; при параллельном расположении валов крайним пределом является 15 метров Ведущий конец ремня при горизонтальной или наклонной установке, располагают внизу, так как ведущий, более натянутый конец провисает немного, а верхний провисает больше, почему угол обхвата увеличивается. При установке ременной передачи обязательно выполняется требование, чтобы набегающий па шкив конец имел направление в средней плоскости шкива, а сбегающий отклонялся от нее в сторону не свыше чем на 25°. При выполнении этих условий можно установить передачу между двумя скрещивающимися валами без направляющих роликов. Наиболее распространенные формы передач: открытая (фигура 1), при которой вращение обоих валов направлено в одну сторону, и перекрестная (фигура 2), при" которой валы вращаются в разные стороны. В последнем случае каждый конец ремня должен по пути повернуться на 180°. При малых расстояниях между валами возможно трение кромок ремня друг о друга, вызывающее относительно быстрый износ ремня,

I что особенно заметно на ремнях плетеных.

I Угол обхвата при перекрестной передаче значительно увеличивается. ] I о л у п е рекрестная передача (фигура 3) применяется для валов, скрещивающихся под углом

(обычно 90°). Для установки такой передачи без направляющих роликов необходимо, чтобы расстояние между валами было не менее двойного диаметра большого шкива, иначе угол отклонения сходящего ремня получится значительным. Благодаря перекручиванию ремня и неравномерному вытягиванию его по ширине срок службы его при полуперекрестной передаче понижается. Па фигура 4 показана передача менаду двумя параллельными валами, но при условии,

что шкивы сдвинуты друг относительно друга. Соединение производится при помощи двух направляющих роликов, посаженных наклонно, что дает возможность вращения в обе стороны.

Расчет ременной π βρε д а ч п начинается с ленты. Благодаря ряду причин (неравномерная структура ленты, не-цеитричное растяжение ее, изгиб ленты на выпуклом шкиве и тому подобное.). работающий ремень не может быть рассчитан только на основании теоретичсск. зависимостей. Приходится вводить данные опыта, подтверждаемые наблюдениями над громадным количеством уже работающих установок. Обычно заданными

Фигура з.

Фигура 4.

величинами являются мощность па ведомом валу и число его оборотов. Задаваясь диаметрами шкивов так, чтобы передаточное число не было выше 4—5, а наименьший диаметр П>40 сантиметров (в случае трансмиссионной передачи), во избежание больших напряжений в ленте от изгиба, находят окружное усилие I по формуле (7). Далее, по формуле Р=Ыс, где Ь—ширина ремня и к—допустимое напряжение, находят b. Скорости для ремня можно брать приблизительно следующие:

N υ

При передаче от двигателя к главному валу. ы—25 6—7,5 м/ск

При передаче от двигателя к главному валу. 25—50 7,5—15 *

При передаче от двигателя к главному валу. 50 и выше 15—25 »

При передаче к второстепенному валу. <15 -

При передаче к станкам. 0,5—3 15—0 ·

Толщиною ремня δ задаются, и после этого определяется суммарное напряжение по формуле:

^К»=т + -^Е -^к* + ^к»

где Κι—напряжение от растяжения силой 1 — 1 β^μα=(здесь m=e^|ia), Κ._λ—на пряжение от изгиба ленты на шкиве. Суммарное напряжение К₃ не должен быть выше допустимого предела. Значения для К₃ в килограммах па п. сантиметров (по Геркенсу) приведены ниже в таблице.

Для кожи сопротивление разрыву колеблется от 260 до 460 килограмм,¹ см², для тканных ремней 300—500 килограмм/см¹. В случае, если скорости ремня выше 8—10 м/ск, нужно учесть центробежную силу ремня и пользоваться

Фигура 6.

для значения 1 ф-лой (1). Потери в ременной передаче вычисляются по вышеприведенным формулам, практически же при предварительных подсчетах кпд передачи η можно

Допустимые напряжения в килограммах па п. сантиметров для ординарных п дв о ft пых ремней.

ч Скорость х×в м/с к Диам. шкива в см	3		5		10		20		30		40		50
	орд.	ДВ.	орд.	ДВ.	орд.	ДВ.	орд.	ДВ.	орд.	ДВ.	орд.	ДВ.	орд.	ДВ.
10	2	_	2.5	_	3		3,5	_	3,5	_	3,5	_	3
20	3	—	4	—	5	—	6	—	6,5	—	6,5	—	G, 5	—
30	4	5	5	с>	6	7	7,5	9	8,5	10	9	10	9	10
40	5	6,5	6	8	7	9	9	11	10	12	10,5	12,5	И	12,5
50	6	8	7	9.5	8	11	10	13	11	13,5	11,5	14	12	14
60	7	9,5	8	11	9	12	11	15	12,5	16	13	16,5	13,5	17
75.	8	11	9	12,5	10	14	12	17,5	13	1S, 5	13,5	19,5	14	20
100	9	13	10	15	11	17	13	21	14	22	14,5	23	15	24
150	10	15	11	17	12	19	13,5	23	14,5	26	15	27	15,5	28
200	И	17	12	19	13	21	14	25	15	28	15,5	29	16	30

примять равным 0,94—0,98. в зависимости от качества опор, от условий смазки их, от сечения спиц и обода, и т. д. Натяжные ролики вводятся в ременную передачу для увеличения угла обхвата при больших передаточных числах и .чалом расстоянии между валами (фигура 5); следствием их введения является возможность уменьшить начальное натяжение ленты. Устройство натяжных роликов бывает весьма разнообразно. На фигуре 5 ролик нажимает собственным весом. На фигуре G ролик сидит на ломаном рычаге

Фигура 7.

с грузом Q. На фигуре 7 ролик с грузом служит также для уменьшения колебаний ремня. В некоторых случаях применяются в качестве ремня тонкие стальные ленты. Большое сопротн- — вление разрывающему усилию позволяет передавать значительные мощности при малом сечении ленты и при больших скоростях. Обычно пользуются углеродистой сталью с временным сопротивлением на разрыв 12 000—15 000 килограмм/см². Толщина лен ты может быть от 0,2 до 1 миллиметров при ширине 12—250 миллиметров. Коэффициент трения ленты о чугунный шкив μ~0,15—0,18; для его увеличения обод шкива покрывается пробковой обшивкой. Скорости в ленточных передачах доходят до 40 м/ск, причем потеря в скорости совершенно ничтожна. Возможность пользоваться высокими скоростями позволяет допускать меньшее натяжение концов ленты, благодаря чему уменьшается трение в опорах. Концы лепты скрепляются особым замком. На фигуре 8 показано американское устройство ленточной передачи в прядильном ватере для передачи вращения веретенам. Одна лента вращает 4 веретена, придавая им до 10 000 об/м. Угол обхвата получается ~ 90°, тем не менее установка работает вполне хорошо. Во избежание толчков концы лепты соединяются специальной сшивкой.

Канатная передача представляет собою удобное средство для раздачи и распределения работы, развиваемой главным

Фигура 9.

двигателем, по отдельным этажам фабрики и м. б. выполнена для произвольно большой мощности. Передаточные канаты изготовляются из пеньки и хлопка и обычно бывают круглыми, сплетенными из трех прядей, но встречаются и треугольные, четырехугольные и др. сечений. Круглый канат, ложась под действием силы S в ручей шкива (фигура9), вызывает на щеках его трение, равное р — о у„ _-----_____

Sin β + μ COS ,3

Благодаря силе треция и является возможность передать вращение и работу с ведущего на ведомый вал.

Концы каната заплетаются надлипе 2—3 метров или соединяются различными патентованными замками. Последние, набегая на шкив, производят удар; кроме того, замок является концентрированной массой и вызывает дополнительное натяжение в канате под влиянием центробежной силы. Канатная передача бывает двух систем : паралле л ь н а я, когда ставится несколько канатов, срощенных каждый в кольцо и работающих параллельно (фигура 10), и последовательная, когда канат представляет одно замкнутое кольцо, причем один и тот Hie канат охватывает все ручьи как на ведущем, так и на ведомом шкивах (фигура 11). В первой системе весьма трудно достигнуть одинакового натяжения параллельно работающих канатов, а следовательно, и одинаковой нагрузки на них. Расчет параллельной передачи не отличается от

Фигура 11.

расчета ременной. Натяжение концов находится по ф-лам (1) и (2), но для коэффициента трения, вследствие защемления каната в ручье, принимается величина μ₁, определяемая по формуле:

„ __t_

^ ^l sin ? + μ cos β ’

где μ имеет значения от 0,16 до 0,18; обычно /<!=0,32. Предварительно канат рассчитывается по формуле:

Р=0,62 РУ?!=0,62 ^T-f К_ъ

где (1—диаметр каната. Коэффициент 0,62 вводится потому, что живое сечение материала 7<о меньше площади круга F= ^rf,

и, в среднем, принимается />’„=0,62/<. Значения для А, берутся следующие: К, —=4,5 килограмм/см“ при Djd έ 30, и h=6,5— 8 килограмм/см² при Djd 5 50. Определив диаметр каната, находят вес его и по формулам (1) и (2) вычисляют точные значения 1 и 7₂. Наиболее выгодные скорости для канатов 15—20 м/ск. Практически применяются канаты диам. в 4—5,5 см. Т. к. канатная передача располагается наклонно, то приходится принять во внимание собственный вес каната, дающий дополнительное натяжение (фигура 12). С этой поправкой формула (1) принимает вид:

Т,

^ + q^v τη - i ⁴ д

+ щ-

В последовательных передачах канат натягивается специальным оттяжным приспособлением (фигура 11), благодаря чему ведомые концы его работают с одинаковым натяжением. Как видно из фигура 11, ведущий конец Ί ведомого шкива

0₂, обогнув ведущий шкив, переходит в 7₄, то есть ведомый конец шкива

0₃, и т. д. Для опре-

Фигура 12. деления натяжений имеются уравнения: ] -Т_г= У,— 7’₄; Т,- 7’₄=7з- Т_в; 7’₅-5Г,=

= Т,- Г,; У’₄ — 7’₈= 7₄— 7₂; 7₂=7’₄=7_в= 7’₈= «·

Следовательно, зная груз Q, находят все натяжения. Для предварительных расчетов потери в канатной передаче принимаются в среднем 10—8% и кпд η в 0,90—0,92. Обода шкивов для канатной передачи снабжаются ручьями (фигура 9).

11ередача лроволочными каната-м и применяется почти исключительно при параллельных валах, расположен, на большом расстоянии. Проволочный канат сплетается из стальной проволоки с 0 приблизительно в 1—2 метров Натяжение, необходимое для получения трения между канатом и ободом шкива, вызывается собственным весом каната. Поэтому рекомендуется проволочную передачу устанавливать горизонтально или под небольшим углом. Возможны две системы передач (фигура 13): в одной канат огибает два шкива и поддерживается холостыми роликами, а в другой расстояние АВ

Фигура 13.

разбивается на отдельные участки. Верхний конец всегда работает как ведомый, т. к. вследствие больших пролетов канат сильно провисает. Провес при пролете в 100 метров принимается: /,=1,5 метров для ведущего и f_t=3 метров для ведомого. Благодаря твердости проволочного каната его не защемляют в ручье, а кладут на дно его. Для увеличения трения дно ручья делают деревянным или ко жаным; коэффициент трения μ тогда получается от 0,3 до 0,38. Проволочная передача рассчитывается обычным путем, как и ременная. Скорости принимаются не низке 25 м/ск. При горизонтальном располозкении принимают кривую провеса за параболу и определяют его стрелку прогиба из соот-ношения: f=_feS, где S—усилие, растягивающее канат в иаинизшем сечении, а I— пролет мезкду осями. При заданном определяется усилие S и натяжение от провеса

К — ®, причем F—z, где ^—число проволок и <1—их 0. Проволочные передачи удобны для работ на открытом воздухе, так как па них не влияет изменение влажности. Но с развитием электропередач проволочные передачи постепенно выходят из употребления.

Цепные передачи употребляются в тех случаях, когда необходимо передать точное число оборотов. Передача производится цепыо, захватывающей зубцы колес, сидящих на соединяемых валах; поэтому ведомый конец не нагрузкается вовсе. Благодаря этому давление на опоры равно натяжению ведущего конца, то есть окружному усилию Р. Цепная передача завоевала себе прочное место в автомобилях, велосипедах, чесальных и других машинах. Расчет цепи производится на растягивающее усилие 1=Р, определяемое обычным путем. При налегании цепи на колесо (или звездочку) ее звенья поворачиваются на штифтах; при значительном усилии и частом поворачивании возможно снашивание штифтов. Это ведет к нек-рому увеличению шага цепи и нарушению правильности передачи. Поэтому для роликовых цепей не рекомендуются большие окружные скорости; обычно принимают υ=3 м/ск. Потерей в цепной передаче, помимо трения в опорах, является работа трения при упомянутом повороте звеньев. Если обозначить диаметр стерзкня, на котором пластинки цепи поворачиваются, через cl, средний диам. колес через 7J и коэфф. трения через μ, то добавочная нагрузка р к силе Р выразится для одного колеса соотношением:

Так как диаметр d зависит от условий прочности, то можно сказать, что потеря в цепной передаче будет тем меньше, чем больше диаметр колес. Пластинки для цепи рассчитываются на растяжение по ведущему усилию Т_х. Зубцы колес рассчитываются так же, как для зубчатых колес, с той только разницей, что усилие считается приложенным не к вершине зуба, а к середине. Цепи в работе производят резкий шум, поэтому при больших скоростях применяются специальные бесшумные цепи. См. Цепные передачи.

Лит.: Б о б а р ы н О В И. И., Детали машин, ч. I и II, М.— Л., 1926—27; Берлов Μ. Н., Детали машин, выпуске, СПБ, 1911: е г о ж е, Детали машин, Сокращенное руководство, М., 1927; Сидорова. Курс деталей машин, ч. I и II, М,—Л., 1926—27; Bach К., Die Maschinen-Elemente, В. 1, 2, Lpz.

1 922—24; L a u (1 i e n К., Die Maschinen-Elemente,

4 Aufl., Lpz., 1925; ROtsclier F., Die Maschinen-Elemente, B. 2, B., 1978. И. Бобарыков.