Эскиз шкива клиноременной передачи. Ременная передача: основные характеристики

как правильно рассчитать диаметры шкивов, чтобы ножевой вал деревообрабатывающего станка вращался со скоростью 3000…3500 оборотов в минуту. Частота вращения электрического двигателя 1410 оборотов в минуту (двигатель трехфазный, но будет включен в однофазную сеть (220 В) с помощью системы конденсаторов. Ремень клиновой.

Диаметр шкива, в зависимости от частоты вращения вала и линейной скорости шкива, определяют по формуле:

где D1 - диаметр шкива, мм; V - линейная скорость шкива, м/с; n - частота вращения вала, об/мин.

Диаметр ведомого шкива вычисляют по следующей формуле:

D2 = D1x(1 - ε)/(n1/n2),

где D1 и D2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; ε - коэффициент скольжения ремня, равный 0,007…0,02; n1 и n2 - частота вращения ведущего и ведомого валов, об/мин.

Так как значение коэффициента скольжения весьма мало, то поправку на скольжение можно и не учитывать, то есть вышестоящая формула приобретет более простой вид:

Минимальное расстояние между осями шкивов (минимальное межцентровое расстояние) составляет:

Lmin = 0,5x(D1+D2)+3h,

где Lmin - минимальное межцентровое расстояние, мм; D1 и D2 - диаметры шкивов, мм; h - высота профиля ремня.

Чем меньше межцентровое расстояние, тем сильнее изгибается ремень при работе и тем меньше срок его службы. Целесообразно принимать межцентровое расстояние больше минимального значения Lmin, причем делают его тем больше, чем ближе значение передаточного отношения к единице. Но во избежание чрезмерной вибрации применять очень длинные ремни не следует. Кстати, максимальное межцентровое расстояние Lmax легко вычислить по формуле:

Lmax <= 2*(D1+D2).

Но в любом случае значение межцентрового расстояния L зависит от параметров используемого ремня:

L = А1+√(A12 - А2),

где L - расчетное межцентровое расстояние, мм; А1 и А2 - дополнительные величины, которые придется вычислять. Теперь разберемся с величинами А1 и А2. Зная диаметры обоих шкивов и стандартную длину выбранного ремня, определить значения А1 и А2 совсем несложно:

А1 = /4, а

А2 = [(D2 - D1)2]/8,

где L - стандартная длина выбранного ремня, мм; D1 и D2 - диаметры шкивов, мм.

Размечая плиту для установки электродвигателя и приводимого во вращение устройства, например, круглой пилы, требуется предусмотреть возможность перемещения электродвигателя на плите. Дело в том, что расчет не дает абсолютно точного расстояния между осями двигателя и пилы. Кроме того, необходимо обеспечить возможность натяжения ремня и компенсировать его растяжение.

Рис. 2. Конфигурация ручья шкива под клиновой ремень: с - (-) расстояние от центра тяжести профиля ремня до наружной кромки шкива; Dрас - расчетный диаметр шкива; b - ширина ручья шкива по наружному диаметру; Dнар - наружный диаметр шкива; е - высота ручья; 2s - толщина шкива по наружному диаметру; ф - угол при вершине ручья

Конфигурация ручья шкива и его размеры приведены на рис. 2. Размеры, обозначенные на рисунке буквами, имеются в приложениях к соответствующим ГОСТам и в справочниках. Но если ГОСТов и справочников нет, все необходимые размеры ручья шкива можно примерно определить по размерам имеющегося клиновидного ремня (см. рис. 1), считая, что

b = ацт+2c*tg(ф/2) = а;

s = а/2+(4…10).

Поскольку интересующий нас случай связан с ременной передачей, передаточное отношение которой не очень большое, на угол охвата ремнем меньшего шкива мы при расчете внимания не обращаем.

Угол конуса ручья шкива зависит от диаметра шкива и марки ремня. Понятно, чем меньше диаметр шкива и тоньше ремень, тем сильнее последний деформируется при огибании шкива. Углы между сторонами ручья шкива, в зависимости от марки ремня и диаметра шкива, приведены в таблице 3.

Таблица 3. Конфигурация шкива (угол между сторонами ручья) в зависимости от его диаметра и от марки ремня

Важной информацией при расчете ременной передачи является мощность привода, поэтому в таблице 4 приведены соответствующие рекомендации по выбору ремня для конкретных условий эксплуатации.

В качестве практических рекомендаций скажем, что материалом для шкивов может быть любой металл. Добавим также, что для получения максимальной мощности от трехфазного электродвигателя, включенного в однофазную сеть, емкости конденсаторов должны быть следующими:

Ср = 66Рн и Сп = 2Ср = 132Рн,

где Сп - емкость пускового конденсатора, мкФ; Ср - емкость рабочего конденсатора, мкФ; Рн - номинальная мощность двигателя, кВт.

Для клиноременной передачи немаловажным обстоятельством, сильно сказывающимся на долговечности ремня, является параллельность осей вращения шкивов.

Ременные передачи относятся к передачам трением (фрикционным), у которых передача мощности осуществляется за счет сил трения, возникающих между ведущим, ведомым и промежуточным звеном – упругим ремнем (гибкой связью) .
Ведущее и ведомое звено обычно называют шкивами. Этот тип передач обычно применяется для соединения валов, расположенных на значительном расстоянии друг от друга.

Для нормальной работы ременной передачи необходимо предварительное натяжение ремня, которое может осуществляться за счет перемещения одного из шкивов, за счет натяжных роликов или установки двигателя (механизма) на качающейся плите.

Классификация ременных передач

Ременные передачи классифицируют по различным признакам - по форме поперечного сечения ремня, по взаимному расположению валов и ремня, по количеству и виду шкивов, по количеству охватываемых ремнем шкивов, по способу регулировки натяжения ремня (с вспомогательным роликом или с подвижными шкивами).

1. По форме поперечного сечения ремня различают следующие виды ременных передач:

плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 1а) ;
клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции, рис. 1б) ;
поликлиноременные (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции, рис. 1г) ;
круглоременные (поперечное сечение ремня имеет круглую или овальную форму, рис. 1в) ;
зубчатоременные (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов, фото ниже) .

Наибольшее применение в машиностроении имеют клиновые и поликлиновые ремни. Передачу круглым резиновым ремнем (диаметром 3…12 мм) применяют в приводах малой мощности (настольные станки, приборы, бытовые машины и т. п.) .

Разновидностью ременной передачи является зубчатоременная, в которой передача мощности осуществляется зубчатым ремнем путем зацепления зубцов ремня с выступами на шкивах. Этот тип передач является промежуточным между передачами зацеплением и передачами трением. Зубчатоременная передача не требует значительного предварительного натяжения ремня и не имеет такого недостатка, как скольжение ремня, которое присуще всем прочим ременным передачам.

Клиноременную передачу в основном применяют как открытую. Клиноременные передачи обладают большей тяговой способностью, требуют меньшего натяжения, благодаря чему меньше нагружают опоры валов, допускают меньшие углы обхвата, что позволяет применять их при больших передаточных отношениях и малому расстоянию между шкивами.

Клиновые и поликлиновые ремни выполняют бесконечными и прорезиненными. Нагрузку несет корд или сложенная в несколько слоев ткань.

Клиновые ремни выпускают трех видов: нормального сечения, узкие и широкие. Широкие ремни применяются в вариаторах.

Поликлиновые ремни – плоские ремни с высокопрочным кордом и внутренними продольными клиньями, входящими в канавки на шкивах. Они более гибкие, чем клиновые, лучше обеспечивают постоянство передаточного числа.

Плоские ремни обладают большой гибкостью, но требуют значительного предварительного натяжения ремня. Кроме того, плоский ремень не так устойчив на шкиве, как клиновый или поликлиновый.

2. По взаимному расположению валов и ремня :

с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении – открытая передача (шкивы вращаются в одном направлении, рис. 2а) ;
с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях – перекрестная передача (шкивы вращаются во встречных направлениях, рис. 2б) ;
оси валов перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90°, рис. 2в) – полуперекрестная передача ;
валы передачи пересекаются, при этом изменение направления потока передаваемой мощности осуществляется посредством промежуточного шкива или ролика - угловая передача (рис. 2г) .

3. По числу и виду шкивов , применяемых в передаче: с одношкивными валами; с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала).

4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем : двухвальная, трех-, четырех- и многовальная передача.

5. По наличию вспомогательных роликов : без вспомогательных роликов, с натяжными роликами (рис. 2д) ; с направляющими роликами (рис. 2г) .

Достоинства ременных передач

К достоинствам ременных передач относятся следующие их свойства:

Простота конструкции, малая стоимость изготовления и эксплуатации.
Возможность передачи мощности на значительное расстояние.
Возможность работы с высокими частотами вращения.
Плавность и малый шум в работе вследствие эластичности ремня.
Смягчение вибрации и толчков благодаря упругости ремня.
Предохранение механизмов от перегрузок и ударов за счет возможности ремня проскальзывать (к передачам с зубчатым ремнем это свойство не относится) .
Электроизолирующая способность ремня используется для предохранения ведомой части машин с электроприводом от появления опасных напряжений и токов.

Недостатки ременных передач

Основные недостатки ременных передач:

Большие габаритные размеры (в особенности при передаче значительных мощностей) .
Малая долговечность ремня, особенно в быстроходных передачах.
Большая нагрузка на валы и подшипники опор из-за натяжения ремня (этот недостаток менее выражен у зубчатоременных передач) .
Необходимость применения устройств натяжения ремня, усложняющих конструкцию передачи.
Чувствительность нагрузочной способности к загрязнению звеньев и влажности воздуха.
Непостоянное передаточное число вследствие неизбежного упругого скольжения ремня.

Область применения ременных передач

Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя или двигателя внутреннего сгорания, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние должно быть достаточно большим, а передаточное число может быть не строго постоянным (конвейеры, приводы станков, дорожных и сельскохозяйственных машин и т. п.) . Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения передаточного числа.

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50 кВт , но может достигать 2000 кВт и даже более. Скорость ремня v = 5…50 м/сек , а в высокоскоростных передачах – до 100 м/сек и выше.

После зубчатой передачи ременная – наиболее распространенная из всех механических передач. Часто она используется в сочетании с другими типами передач.

Геометрические и кинематические соотношения ременных передач

Межосевое расстояние a ременной передачи определяет в основном конструкция привода машины. Рекомендуемые значения межосевого расстояния (см. рис. 3) :

Для плоскоременных передач:

a ≥ 1,5 (d 1 + d 2) ;

Для клиноременных и поликлиноременных передач:

a ≥ 0,55 (d 1 + d 2) + h ;

где:
d 1 , d 2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов передачи;
h - высота сечения ремня.

Расчетная длина ремня L р равна сумме длин прямолинейных участков и дуг обхвата шкивов:

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

По найденному значению из стандартного ряда принимают ближайшую большую расчетную длину ремня L р . При соединении концов длину ремня увеличивают на 30…200 мм .

Межосевое расстояние в ременной передаче для окончательно установленной длины ремня определяют по формуле:

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 .

Угол обхвата ремнем малого шкива

α 1 = 180 ° - 2 γ .

Из треугольника О 1 ВО 2 (рис. 3)

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

Практически γ не превышает π/ 6 , поэтому приближенно принимают sin γ = γ (рад) , тогда:

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

Следовательно,

α 1 = 180 ° - 57 °(d 2 – d 1)/a .

Передаточное отношение ременной передачи:

u = i = d 2 /d 1 (1 – ξ) ,

где: ξ – коэффициент скольжения в передаче, который при нормальной работе равен ξ = 0,01…0,02.

Приближенно можно принимать u = d 2 /d 1 ; ξ = (v 1 –v 2)/v 1 .

Классификация передач. В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные, клиноременные, круглоременные, поликлиноременные (рис. 69). Плоскоременные передачи по расположению бывают перекрестные и полуперекрестные (угловые), рис. 70. В современном машиностроении наибольшее применение имеют клиновые и поликлиновые ремни. Передача с круглым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки, приборы).

Разновидность ременной передачи является Зубчатоременная , передающая нагрузку путем зацепления ремня со шкивами.

Рис. 70. Виды плоскоременных передач: а – перекрестная, Б – полуперекрестная (угловая)

Назначение. Ременные передачи относится к механическим передачам трения с гибкой связью и применяют в случае если необходимо передать нагрузку между валами, которые расположены на значительных расстояниях и при отсутствии строгих требований к передаточному отношению. Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, расположенных на некотором расстоянии друг от друга и соединенных ремнем (ремнями), надетым на шкивы с натяжением. Вращение ведущего шкива преобразуется во вращение ведомого благодаря трению, развиваемому между ремнем и шкивами. По форме поперечного сечения различают Плоские , Клиновые , Поликлиновые и Круглые приводные ремни. Различают плоскоременные передачи - Открытые , которые осуществляют передачу между параллельными валами, вращающимися в одну сторону; Перекрестные, Которые осуществляют передачу между параллельными валамиПри вращении шкивов в противоположных направлениях; в Угловых (полуперекрестных) плоскоременных передачах шкивы расположены на скрещивающихся (обычно под прямым углом) валах. Для обеспечения трения между шкивом и ремнем создают натяжение ремней путем предварительного их упругого деформирования, путем перемещения одного из шкивов передачи или с помощью натяжного ролика (шкива).

Преимущества. Благодаря эластичности ремней передачи работают плавно, без ударов и бесшумно. Они предохраняют механизмы от перегрузки вследствие возможного проскальзывания ремней. Плоскоременные передачи применяют при больших межосевых расстояниях и, работающие при высоких скоростях ремня (до 100М/с ). При малых межосевых расстояниях, больших передаточных отношениях и передаче вращения от одного ведущего шкива к нескольким ведомым предпочтительнее клиноременные передачи. Малая стоимость передач. Простота монтажа и обслуживания.

Недостатки. Большие габариты передач. Изменение передаточного отношения из-за проскальзывания ремня. Повышенные нагрузки на опоры валов со шкивами. Необходимость устройств для натяжения ремней. Невысокая долговечность ремня.

Сферы применения. Плоскоременная передача проще, но клиноременная обладает повышенной тяговой способностью и вписывается в меньшие габариты.

Поликлиновые ремни - плоские ремни с продольными клиновыми выступами-ребрами на рабочей поверхности, входящими в клиновые канавки шкивов. Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней - гибкость и клиновых - повышенную сцепляемость со шкивами.

Круглоременные передачи применяют в небольших машинах, например машинах швейной и пищевой промышленности, настольных станках, а также различных приборах.

По мощности ременные передачи применяются в различных машинах и агрегатах при 50КВ Т, (в некоторых передачах до 5000КВт ), при окружной скорости - 40М/с , (в некоторых передачах до 100М/с ), по передаточным числам 15, КПД передач: плоскоременные 0,93…0,98, а клиноременные – 0,87…0,96.

Рис. 71 Схема ременной передачи.

Силовой расчет. Окружная сила на ведущем шкиве

. (12.1)

Расчет ременных передач выполняют по расчетной окружной силе с учетом коэффициента динамической нагрузки И режима работы передачи:

Где - коэффициент динамической нагрузки, который принимается =1 при спокойной нагрузке, =1,1 – умеренные колебания нагрузки, =1.25 – значительные колебания нагрузки, =1,5 – ударные нагрузки.

Начальную силу натяжения ремня F O (предварительное натяжение) принимают такой, чтобы ремень мог сохранять это натяжение достаточно длительное время, не подвергаясь большой вытяжке и не теряя требуемой долговечности. Соответственно этому начальное напряжение в ремне для плоских стандартных ремней без автоматических натяжных устройств =1,8МПа ; с автоматическими натяжными устройствами = 2МПа ; для клиновых стандартных ремней =1,2...1,5МПа ; для полиамидных ремней = 3...4МПа .

Начальная сила натяжения ремня

Где А - Площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи либо площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной передачи.

Силы натяжения ведущей И ведомой S2 Ветвей ремня в нагруженной передаче можно определить из условия равновесия шкива (рис. 72).

Рис. 72. Схема к силовому расчету передачи.

Из условия равновесия ведущего шкива

(12.4)

С учетом (12.2) окружная сила на ведущем шкиве

Натяжение ведущей ветви

, (12.6)

Натяжение ведомой ветви

. (12.7)

Давление на вал ведущего шкива

. (12.8)

Зависимость между силами натяжения ведущей и ведомой ветвей приближенно определяют по формуле Эйлера, согласно которой натяжений концов гибкой, невесомой, нерастяжимой нити, охватывающей барабан связаны зависимостью

Где - коэффициент трения между ремнем и шкивом, - угол обхвата шкива.

Среднее значение коэффициента трения для чугунных и стальных шкивов можно принимать: для резинотканевых ремней =0,35, для кожаных ремней = 0,22 и для хлопчатобумажных и шерстяных ремней = 0,3.

При определении сил трения в клиноременной передаче в формулы вместо – коэффициента, трения надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней

, (12.10)

Где - угол клина ремня .

При совместном рассмотрении приведенных силовых соотношений для ремня получим окружную силу на ведущем шкиве

, (12.11)

Где - коэффициент тяги, который определяется по зависимости

Увеличение окружного усилия на ведущем шкиве можно достичь увеличением предварительного натяжения ремня либо повышением коэффициента тяги, который повышается с увеличением угла обхвата и коэффициента трения.

В таблицах со справочными данными по характеристикам ремней указаны их размеры с учетом необходимых коэффициентов тяги.

Геометрический расчет. Расчетная длина ремней при известном межосевом расстоянии и диаметрах шкивов (рис.71):

Где . Для конечных ремней длину окончательно согласовывают со стандартными длинами по ГОСТ. Для этого выполняют геометрический расчет согласно схемы показанной на рис.73.

Рис.73. Схема к геометрическому расчету ременной передачи

По окончательно установленной длине плоскоременной или клиноременной открытой передачи действительное межосевое расстояние передачи пои условии, что

Расчетные формулы без учета провисания и начальной деформации ремня.

Угол обхвата ведущего шкива ремнем в радианах:

, (12.14)

В градусах .

Порядок выполнения проектного расчета. Для ременной передачи при проектном расчете по заданным параметрам (мощность, момент, угловая, скорость и передаточное отношение) определяются размеры ремня и приводного шкива, которые обеспечивают необходимую усталостную прочность ремня и критический коэффициент тяги при максимальном КПД. По выбранному диаметру ведущего шкива из геометрического расчета определяются остальные размеры:

Проектный расчет плоскоременной передачи по тяговой способности производят по допускаемому полезному напряжению, Которое определяют по кривым скольжения. В результате расчета определяется ширина ремня по формуле:

, (12.15)

Где - окружная сила в передаче; - допустимая удельная окружная сила, которая соответствует максимальному коэффициенту тяги, которая определяется при скорости ремня =10 м/с и угле обхвата =1800; - коэффициент расположения передачи в зависимости от угла наклона линии центров к горизонтальной линии: =1,0, 0,9, 0,8 для углов наклона =0…600, 60…800, 80…900; - коэффициент угла обхвата шкива ; - скоростной коэффициент: ; - коэффициент режима работы, который принимается: =1,0 спокойная нагрузка; =0,9 нагрузка с небольшими изменениями, =0,8 – нагрузка с большими колебаниями, =0,7 – ударные нагрузки.

Для расчета предварительно по эмпирическим формулам определяется диаметр ведущего шкива

, (12.16)

Где - передаваемая мощность в кВт, - частота вращения.

Диаметр ведущего шкива округляется до ближайшего стандартного.

Принимается тип ремня, по которому определяется допустимая удельная окружная сила по таблице 12.1.

Таблица 12.1

Параметры плоских приводных ремней

Расчетную ширину ремня округляют до ближайшей стандартной ширины по табл.12.2.

Таблица 12.2 Стандартная ширина плоских приводных ремней

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

Таблица 12.3 Ширина обода шкива плоскоременной передачи.

Проектный расчет клиноременной передачи по тяговой способности производят по допускаемой мощности передаваемой одним ремнем выбранного поперечного сечения, которое также определяют по кривым скольжения. В результате расчета определяется количество ремней выбранного сечения по формуле:

	d 1, мм	Р0 (кВт) при скорости ремня υ, м/с

l 0=1320мм
l 0=1700мм
l 0=2240мм
l 0=3750мм
l 0=6000мм

Перевод системы обозначений сечений клиновых ремней по ГОСТ 1284 в международные стандарты: О – 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

Расчетное число клиновых ремней округляют до ближайшего большего целого числа.

Проверочный расчет на долговечность. Долговечность ремня определяется его сопротивлением усталости при циклическом нагружении. Сопротивление усталости определяется числом циклов нагружений, которое возрастает с увеличением при скорости ремня и уменьшении его длины. Для обеспечения долговечности ремня в пределах 1000…5000 часов работы проверяется число пробегов ремня в секунду, которое соответствует числу нагружений в секунду

Таблица 12.7

Размеры и параметры клиновых ремней

4.1 out of 5 based on 7 votes

	Обозначение	сечения, мм	F , мм2

Нормального сечения

Теоретические основы расчета являются общими для всех типов ремней.

Критерии работоспособности и расчета. Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой.

Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах

; .

Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать или

где - коэффициент скольжения. При этом передаточное отношение

В дальнейшем показано, что величина зависит от нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках 0,01. ..0,02. Небольшая величина позволяет приближенно принимать

В механизмах станков для передачи движения от одного звена к другому служат ременные, цепные, зубчатые, винтовые, реечные передачи, муфты и др. Условные обозначения механических передач и других элементов в приводах станков даны в табл. 5.

Ременная передача состоит из двух шкивов, установленных на двух валах и соединенных между собой гибким ремнем. Один шкив называют ведущим, второй шкив получает вращение от первого в результате сил трения между ремнем и шкивами и является ведомым. В зависимости от формы сечения ремня передачи бывают клино-, плоско- и круглоременные. Ремни служат также для непосредственной передачи вращения от электродвигателя к шпинделю станка, когда требуется сообщить высокие частоты вращения и должна быть достигнута плавная безвибрационная работа станка (в быстроходных станках токарной группы и на шлифовальных станках и т. д.). В механизмах вспомогательных движений кроме клиновых применяют передачи плоским ремнем, передачи круглым ремнем и шнуром.

В клиноременной передаче (рис. 32, а) прорезиненный ремень имеет трапецеидальный профиль, а шкив - соответствующие кольцевые канавки. Поликлиновые ремни (рис. 32, б) имеют несколько продольных клиновых выступов на внутренней стороне. Нагрузка в таких передачах распределяется равномерно по ширине шкива. Поликлиновые ремни обеспечивают по сравнению с клиновыми ремнями большее постоянство передаточного числа, меньшие вибрации и допускают применение шкивов меньших диаметров. Для большей гибкости, особенно необходимой при работе с большими скоростями и малыми диаметрами шкивов, применяют клиновые ремни с зубьями, расположенными поперек ремня, а иногда и на наружных его частях (рис. 32, в, г).

В передаче зубчатой, где ремень и шкив зубчатые, отсутствует проскальзывание, ремень не вытягивается и имеет высокую прочность за счет основного несущего элемента (металлического или синтетического троса, который заформован с резиной).

Передаточное отношение ременной передачи определяется как отношение частоты вращения n 2 ведомого вала к частоте вращения n 1 ведущего вала:

где d 1 - диаметр ведущего шкива, мм; d 2 - диаметр ведомого шкива, мм; ƞ - коэффициент сцепления, учитывающий проскальзывание ремня (обычно ƞ ≈ 0,985).

Для ступенчатого регулирования передачи используют ступенчатые шкивы, закрепленные на валах I и II (рис. 32, д). Переключение передачи осуществляется перестановкой ремня с одной ступени на другую. Сумму диаметров сопряженных шкивов делают постоянной на всех ступенях, т. е. d 1 + d 2 = d 3 + d 4 .

Сравнивая передачи плоские и клиноременные, следует отметить, что клиноременные передачи имеют преимущества: отсутствует сшивка ремня, которая служит источником вибраций; наличие меньших сил, действующих на валы и подшипники.

Эти преимущества привели к замене плоскоременных передач клиноременными. Для быстроходных передач, работающих при скоростях до 75 м/с, применяют ремни из синтетических материалов.

Цепные передачи, по характеру выполняемой работы делятся на приводные, грузовые, тяговые. В отличие от ременных они не имеют проскальзывания и могут надежно передавать большой крутящий момент при различных передаточных отношениях. Цепные передачи применяются ограниченно в приводах главного движения. Они могут работать с большими скоростями (до 30 м/с) как при малых, так и при больших межцентровых расстояниях. Приводные цепи могут соединять и приводить в движение одновременно несколько валов. КПД цепных передач ƞ = 0,87 ÷ 0,98.

В механизмах станков зубчатые передачи преимущественно применяют для передачи движения между валами в широком диапазоне частот вращения и крутящих моментов. В сравнении с ременными передачами зубчатые передачи сложны в изготовлении и менее плавны в работе, что приводит к появлению шума. Виды зубчатых передач, применяемые на станках, показаны на рис. 33. По типу зубчатых колес различают передачи цилиндрические, конические, винтовые и червячные; по направлению зуба-прямозубые, косозубые и шевронные. По числу ступеней передачи делят на одноступенчатые и многоступенчатые. При этом они могут иметь постоянные (редукторы) и изменяющиеся ступенями (коробки передач) передаточные отношения. По характеру относительного движения зубчатых колес различают передачи с неподвижными и подвижными осями вращения (к последним относятся планетарные и дифференциальные передачи); по виду зацепления - передачи с внешним, внутренним и реечным зацеплением. По назначению (зубчатые) передачи разделяют на неотсчетные и отсчетные (скоростные, силовые и передачи общего назначения).

К силовым передачам предъявляют требования износоустойчивости, прочности, легкости и плавности вращения, бесшумности работы (для скоростных передач). К отсчетным передачам предъявляются повышенные требования: кинематическая точность, плавность работы передачи, величина мертвого хода степень контакта зубьев, износоустойчивость. На рис. 33, а показана зубчатая передача, прямозубая с цилиндрическими зубчатыми колесами. В зависимости от условий работы зубчатые колеса могут закрепляться на валах жестко или могут быть подвижными. Зубчатая передача с винтовыми цилиндрическими зубчатыми колесами (рис. 33, б) обеспечивает более плавную работу: эти зубчатые колеса в отличие от прямозубых не допускают осевого перемещения. Передача с шевронными зубчатыми колесами (рис. 33, в) применяется для передачи больших крутящих моментов, шевронные передачи исключают осевые нагрузки на опоры валов.

На рис. 33, г показана передача из цилиндрических зубчатых колес с винтовым зубом и скрещивающимися осями; на рис. 33, д - передача с коническими прямозубыми колесами, применяемая для передачи вращения между валами с пересекающимися осями на рис. 33, е, ж - конические зубчатые колеса с криволинейным зубом (в отличие от прямозубых, они обеспечивают плавность работы, меньший шум и больший КПД и поэтому применяются для быстроходных передач). На рис. 33, з показана передача с внутренним зацеплением.

Зубчатые колеса для ответственных зубчатых передач станков изготавливают из конструкционных углеродистых и легированных сталей и термически обрабатывают.

Для малонагруженных, тихоходных и безударных передач зубчатые колеса изготовляют из серого чугуна. Для быстроходных передач хорошие результаты (по бесшумности и долговечности) дают полимерные материалы.

Максимально допустимые числа зубьев z зубчатых колес выбирают с учетом подрезания ножки зуба, а также требуемой плавности вращения. Для зубчатых колес в приводах главного движения при некорригированном зацеплении и угле зацепления α = 20° допускается z MIN = 18 ÷ 20. В передачах, где плавность вращения не имеет существенного значения (например, в механизмах управления), принимают z = 14, а для реечных зубчатых колес z MIN = 10 ÷ 12.

Червячные передачи с цилиндрическим червяком (рис. 33, и) применяют в станках для значительной редукции (замедления) частоты вращения в приводах подач, для вспомогательных движений и в редких случаях для непосредственной передачи вращения шпинделю, например, в делительных головках. Основные достоинства червячных передач:

возможность значительной редукции частоты вращения;
плавность вращения;
способность оказывать задерживающее действие на вибрации в кинематической цепи, где имеется червячная передача.

Это свойство имеет особое значение для механизмов подач, где в случае недостаточной жесткости механизма наблюдаются явления скачкообразной подачи суппорта или стола.

Основной недостаток червячных передач - сравнительно низкий КПД и, как следствие, большое выделение тепла. Наименьшие допустимые числа зубьев червячных колес в механизмах подач принимаются: при однозаходных червяках 17-18; при двухзаходных 26-28. Для ответственных силовых передач оптимальное число зубьев 50-70.

Число заходов червяков выбирают исходя из требуемого передаточного отношения с учетом КПД. Выбор материала червячной пары зависит от скорости скольжения и габаритов передачи. Червяк чаще всего изготовляют стальным, термически обработанным, зубчатое червячное колесо для скоростей скольжения до 2-2,5 м/с - из чугуна; до 3 м/с - из антифрикционных сплавов, например, алюминиевой бронзы БрАЖ 9-4; свыше 3 м/с - из оловянистых бронз. Червяки рекомендуется полировать, так как это повышает работоспособность передачи.

Передаточное отношение червячной передачи:

где z - число зубьев червячного колеса; k - число заходов червяка.

Дифференциальные зубчатые механизмы являются разновидностью планетарных механизмов. Дифференциал имеет две степени свободы (подвижности) и применяется для сложения вращений от двух независимых источников на одно ведомое звено, а также для расчленения одного вращательного движения на два, например, для передачи движения от одного двигателя к двум потребителям. Дифференциал, состоящий из сателлитов z 2 и z 3 , центральных колес z 1 и z 4 и водила 3 представлен на рис. 34. Зубчатое колесо z 1 вращается о основной скоростью, передаваемой входным валом 1, зубчатое колесо z 4 вращается с дополнительной скоростью, передаваемой валом 2, червяком К и червячным колесом z 5 . Передаточное число дифференциала определяют по формуле Виллиса:

где n 1 , n B , n 4 - частота вращения соответственно входного вала, водила и зубчатого колеса 4, об/мин.

Знак минус означает, что колеса z 1 и z 4 вращаются в разные стороны, а знак плюс - в одну сторону.

откуда скорость вращения водила 3:

Если зубчатое колесо z 4 неподвижно, т. е. когда дополнительное вращение вала 2 отсутствует, то n 4 = 0 и n B = n 1 /2.