Сравнение плоских и клиновых ремней по тяговой способности
Сила трения на поверхности плоского ремня: F n = P f
Сила трения на поверхностях трения клинового ремня:
при α = 20°, sinα = 0,34, Fк ≈ 3Pf
Теоретически тяговая способность клинового ремня при том же усилии натяжения в 3 раза больше, чем у плоского. Однако относительная прочность клинового ремня по сравнению с плоским несколько меньше (в нем меньше слоев армирующей ткани), поэтому практически тяговая способность клинового ремня приблизительно в два раза выше, чем у плоского. Это свидетельство в пользу клиновых ремней послужило основанием для их широкого распространения, в особенности в последнее время
Устройства для натяжения ремня
Чтобы ременная передача могла передавать полезное окружное усилие, ремень должен быть натянут расчетным усилием S0. Для натяжения ремней применяются следующие способы: натяжение приводным мотором при помощи винтовых устройств; натяжение натяжным шкивом при помощи постоянного усилия, создаваемого пружиной, или грузом противовеса; упругое натяжение за счет укороченной против расчетной длины ремня. Последний способ не дает стабильного натяжения, поэтому применяется редко
Расчетные геометрические зависимости в ременной передаче
α1, α2 – углы обхвата; R1, R2 – радиусы шкивов; A – межцентровое расстояние
α1 = 180° – γ; α2 = 180° + γ
Свободная теоретическая длина ремня
Диаметр малого шкива по опытной формуле Саверина
N – мощность в кВт; n – число оборотов в минуту. D2 = D1i, уточненно D2 =D1 i(1 -ξ ), где ξ – коэффициент упругого скольжения ремня. Диаметры шкивов округляются до ближайшего значения по ГОСТ
Упругое скольжение ремня
По формуле Эйлера для трения гибких тел натяжение набегающей ветви ремня S1 больше, чем натяжение сбегающей S2:
Здесь: α – угол обхвата ремня; β – угол упругого скольжения ремня; f – коэффициент трения ремня по шкиву; l – основание натуральных логарифмов
Так как натяжение ветвей ремня неодинаково, то и относительное удлинение их по закону Гука также будет неодинаковым. На дуге α эти удлинения выравниваются, что может иметь место лишь при условии упругого скольжения ремня, величина дуги α зависит от передаваемой нагрузки. Если нагрузку все время увеличивать, то в пределе дуга достигнет дуги β. Физически это будет соответствовать полному буксованию ремня, что совершенно недопустимо. Относительное удлинение ветвей ремня:
Относительное упругое скольжения ремня:
Упругое скольжение ремня под нагрузкой вполне закономерно, оно обычно не превышает 0,02 (2%); если передачу перегрузить, то упругое скольжение переходит в недопустимое буксование
Силы, действующие в ременной передаче
Окружное
усилие 
Усилие предварительного натяжения ветвей ремня – S0 Усилие натяжения ветвей ремня в работе. На основе равновесия гибкой нити: S1 – S2 = Р
Теорема Понселе: Сумма усилий натяжения ветвей ремня в состоянии покоя и движения под нагрузкой есть величина постоянная: S1 + S2 = 2S0
Следствие теоремы Понселе: При переходе от состояния покоя к состоянию работы под нагрузкой усилие набегающей ветви увеличивается на величину половины окружного усилия, усилие сбегающей – на столько же уменьшается
Нагрузка на валы и подшипники:
22. Способы повышения долговечности ремня. Расчет ременной передачи на тяговую способность
Расчет основан на кривых скольжения, которые получают экспериментальным путем.
По оси ординат откладывают коэффициент скольжения ε и К.П.Д. передачи, а по оси абсцисс графика - нагрузку, выраженную через коэффициент тяги:
Рисунок 54
При построении кривых постепенно повышают полезную нагрузку Ft при постоянном натяжении F1 + F2 = 2F0, замеряя при этом скольжение и К.П.Д. передачи.
При возрастании коэффициента тяги от 0 до критического значения φ0 наблюдается только упругое скольжение. В зоне φ0 - φmax наблюдается как упругое скольжение ремня, так и частичное буксование. Рабочую нагрузку желательно выбирать ближе к φ0 и слева от него. Для разных материалов ремней φ0 в пределах 0,4 ... 0,6.
На основе кривых скольжения для плоскоременной передачи со следующими параметрами: α1=α2=180º; V=10 м/с определено допускаемое полезное напряжение [σt]0 и установлена экспериментальная зависимость для ее нахождения.
(полезное допускаемое напряжение для идеальной передачи, S - запас тяговой способности по буксованию S=1,2... 1,4)
Поскольку реальные передачи могут иметь другие параметры, то полезное допускаемое напряжение для реальной (конкретной) передачи определяют при помощи поправочных коэффициентов, учитывающих геометрию, кинематику и режим работы проектируемой передачи:
Со - учитывает условия натяжения и расположения передачи Сα - 1-0,003∙(180°-α0) - учитывает угол обхвата α Cv - 1,04 - 0,0004∙V2 - учитывает скорость ремня Ср - коэффициент режима работы (1 - при одной смене; 2 смены=0,87; 3 смены=0,72)
Полезную силу Ft и мощность N, передаваемые ремнем можно определить, если известно сечение:
[Ft]=A∙[σt]; [N]=[Ft]∙V
Долговечность ремня при проектировании ременных передач учитывается следующим образом.
Наиболее опасными напряжениями являются напряжения изгиба.
Рисунок 55
для плоских ремней
для клиноременных передач Dmin ≥ [Dmin]
Долговечность ремня определяется косвенно через число пробегов ремня в секунду.
Число пробегов за единицу времени, т.е. сколько раз испытывает напряжение изгиба.
u≤[u]
где
[u]=5 1/c – для плоских
[u]=10 1/c – для клиновых ремней