РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Тема 3.4. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

3.4.1. Общие сведения.

3.4.2. Плоскоременные передачи.

3.4.3. Клиноременные передачи.

3.4.4. Особенности рабочего процесса ременной передачи. Передаточное число.

3.4.5. Силы и напряжения в ремнях.

3.4.6. Критерии работоспособности РП.

3.4.7. Расчёт плоскоременных передач.

3.4.8. Расчёт клиноременных передач.

3.4.9. Шкивы РП.

3.4.10.Натяжные устройства РП.

3.4.1. Ременной передачей (РП) называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения при помощи шкивов, закреп­ленных на валах, и бесконечной гибкой связи — приводного рем­ня, охватывающего шкивы (рис. 3.4.1).

Достоинства РП:

· простота конструкции и эксп­луатации;

· плавность и бесшумность работы, обусловленные значитель­ной податливостью приводного ремня;

· смягчение вибрации, толчков и ударов вследствие упругости ремня;

· предохранение механизмов от перегрузки вследствие возможного проскальзывания ремня;

· возможность передачи вращения валам, удаленным на большие расстояния (до 15 м и более);

· невы­сокая стоимость.

Недостатки РП:

· малая долговечность приводных ремней (2000-3000 часов);

· сравнительно большие габариты (рис. 3.4.2, а-плоскоременная передача, б- клиноременная передача, в-зубчатая передача, г-цепня передача);

· непостоянство передаточного числа большинства ременных пе­редач;

· повышенные нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня;

· мощность современных ременных передач ред­ко превышает 50 кВт, так как при больших мощностях они получаются слишком громоздкими.

· ориентировочное значение КПД (потери энергии происходят из-за упругого скольжения ремня по шкивам, внутреннего трения в ремне при его из­гибе, сопротивления воздуха и трения в опорах валов).

Вышеуказанные достоинства и недостатки делают целесообразным применение ременной передачи на быстроходных ступенях сложных передач; наиболее характерной является установка ведущего шкива на валу электродвигателя.

РП можно клас­сифицировать в зависимости от профиля сечения ремня

· плоско­ременная (рис. 3.4.3, А);

· клиноременная (рис. 3.4.3, Б);

· поликлиноременная(рис. 3.4.3, В);

· круглоременная (рис. 3.4.3, Г);

· зубчато-ремен­ная(рис. 3.4.3, Д);

Первые четыре являются передачами трением, послед­няя — передача зацеплением.

В современном машиностроении наибольшее применение имеют клиноременные передачи; увеличивается применение поликлиновых и зубчатых ремней, а также плоских ремней из синтетических материа­лов, обладающих высокой статической прочностью и долговечностью. Круглоременные передачи применяют при небольших мощностях, на­пример, в приборах, настольных станках, машинах домашнего обихода и т. п.

3.4.2. Наиболее типичные схемы передач плоским ремнем представлены на рис. 3.4.4:

А — открытая (оси валов параллельны, шкивы враща­ются в одинаковом направлении);

Б — перекрестная (оси валов параллельны, шкивы вращаются в противоположных направлениях);

В — полуперекрестная (оси валов перекрещиваются);

Г — уг­ловая (с направляющими роликами, оси валов перекрещиваются или пересекаются);

Д — со ступенчатыми шкивами (регулируе­мая передача);

Е — с холостым шкивом (применяется для пус­ка и остановки ведомого вала при непрерывном вращении ведущего);

Ж — с натяжным роликом (применяется при малых межосе­вых расстояниях и больших передаточных числах ; натяжной ролик увеличивает угол обхвата шкивов и автоматически обеспечивает постоянное натяжение ремня).

Наибольшее распространение имеют открытые плоскоременные передачи. По сравнению с другими они обладают более высокой нагру­зочной способностью, КПД и долговечностью ремней; в передачах Б, В, Г, Ж ремень изнашивается быстрее вследствие дополнительных переги­бов, закручивания или взаимного трения ведущей и ведомой ветвей.

КПД передач плоским ремнем . Передаточное число открытой передачи ; с натяжным роликом .

Плоскоременные передачи предпочтительны при больших межосе­вых расстояниях и высоких скоростях (до 100 м/с); кроме того, они сравнительно дешевы, ремни их об­ладают большой гибкостью и повышенной долговечностью, шкивы про­сты по конструкции.

3.4.3. Обычно клиноременная передача (рис. 3.4.3. Б ) представляет собой от­крытую передачу с одним или несколькими ремнями. Рабочими повер­хностями ремня являются его боковые стороны.

По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи обла­дают большей тяговой способностью, имеют меньшее межосевое рас­стояние, допускают меньший угол обхвата малого шкива и большие передаточные числа (). Однако стандартные клиновые ремни не допускают скорость более 30 м/с из-за возможности крутильных коле­баний ведомой системы, связанных с неизбежным различием ширины ремня по его длине и, как след­ствие, непостоянством передаточного отношения за один пробег ремня. У клиновых ремней большие потери на трение и напряжения изгиба, а конструкция шкивов сложнее.

Клиноременные передачи ши­роко используют в индивидуаль­ных приводах мощностью до 400 кВт. КПД клиноременных передач .

Поликлиновые РП (3.4.4. В )не имеют большинства недостатков, присущих клиноременным, но сохраняют до­стоинства последних. Поликлиновые ремни имеют гибкость, сравни­мую с гибкостью резинотканевых плоских ремней, поэтому они работа­ют более плавно, минимальный диаметр малого шкива передачи мож­но брать меньшим, передаточные числа увеличить до , а скорость ремня — до 50 м/с.

3.4.4. Передаточное отношение всех передач, в том числе и ременных, определяется по формуле

,

где и — угловая скорость и частота вращения соответствен­но ведущего и ведомого шкивов.

Окружные скорости ведущего и ведомого шкивов определяют по формулам:

и .

Ветвь ремня, набегающая на ведущий шкив, называется ведущей, а сбегающая — ведомой (рис. 3.4.1).

Дуга обода шкива, на которой он соприкасается с ремнем, называет­ся дугой обхвата, а соответствующий ей центральный угол на­зывается углом обхвата (рис. 3.4.5).

Очевидно, что при передаче мощности с помощью ременной переда­чи ведущая ветвь ремня имеет большее натяжение. При перемещении ремня вместе с ободом ведущего шкива на дуге обхвата каждый эле­мент ремня перейдет из зоны большего в зону меньшего натяжения, в результате чего элементы ремня укорачиваются и он несколько от­стает от шкива. На ведомом шкиве, наоборот, ремень несколько опере­жает шкив. В результате скорость ведущей ветви ремня и окружная скорость ведущего шкива оказывается больше скорости ведомой вет­ви ремня и окружной скорости ведомого шкива, т.е. .

Явление потери скорости ремня при огибании ведущего шкива яв­ляется результатом упругого скольжения, неизбежного при работе пере­дач трением. С упругим скольжением мы уже сталкивались при изуче­нии фрикционных передач.

Как показали экспериментальные исследования, упругое скольже­ние происходит не на всей дуге обхвата, поэтому угол обхвата , где — угол, соответствующий дуге относительного покоя, а — угол, соответствующий дуге упругого скольжения. С ростом пе­редаваемой нагрузки величина дуги покоя уменьшается.

Упругое скольжение не следует смешивать с буксованием пе­редачи, когда происходит скольжение по всей дуге обхвата и передача мощности прекращается.

Упругое скольжение ремня и относительная потеря скорости харак­теризуются коэффициентом скольжения и тогда .

Таким образом, передаточное отношение ременной передачи трени­ем равно

.

Коэффициент скольжения зависит от передаваемой нагрузки, сле­довательно, передаточное отношение ременной передачи трением не является строго постоянной величиной. Приближенно можно прини­мать

.

Ввиду отсутствия упругого скольжения зубчато-ременные передачи обеспечивают постоянство передаточного отношения, вычисляемого по формуле

,

где — числа зубьев ведущего и ведомого шкивов.

3.4.5. Для передачи окружной силы между ремнем и шкивом за счет предварительного натяжения рем­ней создается сила трения . Из условия равновесия ремня при передаче вращающего момента можно записать равенство

, (3.4.1)

где — натяжения ведущей и ведомой ветвей (рис. 3.4.6).

Так как геометрическая длина ремня от нагрузки не зависит, то мож­но записать равенство суммарных натяжений ветвей в нагруженной и ненагруженной передаче:

. (3.4.2)

Из равенств (3.4.1) и (3.4.2) следует

, .

Нагрузочная способность ремней пере­дачи понижается в результате действия центробежных сил ( - плотность материала ремня, - площадь поперечного сечения ремня, - скорость ремня), которые уменьшают силы нормального давления ремня на шкив и, следовательно, понижают максимальную силу трения, одновременно увеличивая на­тяжение ветвей. Однако влияние силы на работоспособность передачи существенно сказывается при м/с.

Предварительное напряже­ние в ремне от предварительного на­тяжения равно .

Отношение окружной силы к площади поперечного сечения рем­ня называется полезным напряжением .

Напряжение в ремне от действия центробежных сил определяет­ся по формуле .

Кроме вышеуказанных напряжений в ремне при огибании шкивов возникают напряжения изгиба (рис. 3.4.7). Полагая, что для материала ремня справедлив закон Гука, можем записать извест­ную из сопротивления материалов закономерность:

,

где — модуль упругости материала ремня; - толщина ремня; - диаметр шкива.

Как видно из последней формулы, основным фактором, определяю­щим значение напряжений изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру шкива. Напряжения изгиба обратно пропорциональны диа­метру шкива, поэтому они будут иметь большее значение при огибании ремнем малого шкива.

Максимальные напряжения в ремне равны

.

Они возникают в месте набегания ремня на ведущий шкив (см. точ­ку А на рис.3.4.7, где показана эпюра напряжений в ремне при работе передачи).

Силы натяжения ветвей ремня переда­чи (за исключением центробежных сил) передаются на валы и опоры. Равнодействующая натяжений ветвей определяется из па­раллелограмма сил с помощью теоремы косинусов:

.

Приближенно можно полагать

.

Где — угол обхвата на малом шкиве.

Полагаем, что сила направлена по межосевой линии.

У ременных передач трением сила в два-три раза превышает ок­ружную силу . У зубчато-ременных передач требуется незначитель­ное предварительное натяжение ремня, поэтому нагрузка на валы не­много больше окружной силы, что является существенным досто­инством этих передач.

3.4.6. Основными кри­териями работоспособности передач трением являются тяговая спо­собность передачи и долговечность ремня. Критериями работоспособ­ности зубчато-ременной передачи являются прочность ремня и его дол­говечность.

· Тяговой способностью ременной передачи называется ее способность передавать заданную нагрузку без частичного или полно­го буксования.

Основным методом расчета ременных передач трением является не расчет ремней на прочность по максимальным напряжениям, а расчет передачи по тяговой способности, обеспечивающий высокий КПД пе­редачи при достаточной долговечности ремней.

· Долговечностью ремня называется его свойство сохранять ра­ботоспособность до наступления предельного состояния. Количествен­но долговечность ремней оценивается техническим ресурсом, измеряемым чаще всего в часах.

Долговечность ремня в условиях нормальной эксплуатации в основ­ном определяется его сопротивлением усталости, которое зависит от значения максимального переменного напряжения и частоты циклов изменения напряжений, иначе говоря, от числа изгибов ремня в едини­цу времени. Частоту циклов изменения напряжений N удобно выражать через число пробегов ремня в секунду, которое обозначим:

,

где — скорость ремня; — длина ремня. Тогда

Ориентировочно долговечность приводных ремней можно обеспе­чить, ограничив число пробегов ремня в секунду по условию:

, (3.4.3)

где — допускаемое число про­бегов ремня; для плоских ремней < 5 , для клиновых < 15 , для поликлиновых < 30 , для плоских синтетических ремней 50 .

Практика эксплуатации позволила установить, что ремни, рассчитанные по тяговой способности и при соблюдении условия (3.4.3), имеют среднюю долговечность 20003000 ч.

3.4.7. 1) При проектном расчёте плоскоременных передач прежде всего выбирают тип ремня.

Общие требования, которые предъявляются к ма­териалам приводных ремней, заключаются в следующем: достаточно высокое сопротивление усталости, статическая прочность и износостой­кость, высокий коэффициент трения, эластичность (малая жесткость при растяжении и изгибе), а также невысокая стоимость и не дефицитность.

Плоские ремни бывают кожаные, шерстяные, хлопчатобумажные, резинотканевые и синтетические.

Резинотканевые плоские приводные ремни имеют наиболь­шее распространение. Они состоят из тканевого каркаса нарезной кон­струкции с резиновыми прослойками между прокладками. Каркас рем­ней изготовляют из технических тканей с хлопчатобумажными, комби­нированными или синтетическими нитями (по согласованию с потре­бителем ремни на основе первых двух тканей допускается изготовлять без резиновых прослоек). Наиболее прочны ремни с каркасом из синте­тических тканей. Основная нагрузка воспринимается тканью, а резина обеспечивает работу ремня как единого целого, защищает ткань от по­вреждений и повышает коэффициент трения ремня о шкив.

Резинотканевые ремни обладают хорошей тяговой способностью, прочностью, эластичностью, малочувствительны к влаге и колебаниям температуры, однако их нельзя применять в средах, содержащих неф­тепродукты. Для работы в сырых помещениях или при возможном воз­действии кислот или щелочей применяют ремни с наружными резино­выми обкладками (одной или двумя).

Ремни изготовляют конечными или бесконечными шириной от 20 до 1200 мм с числом прокладок от 3 до 6.

Резинотканевые ремни допускают скорость до 30 м/с.

Весьма перспективны плоские ремни из синтетических материалов, обладающие высокой статической прочностью, эластичностью и долговечностью. Армированные пленоч­ные многослойные ремни на основе синтетических полиамидных мате­риалов могут передавать мощности в тысячи киловатт при скорости ремня до 60 м/с. Пленочные ремни малой толщины (от 0,4 до 1,2 мм) могут передавать значительные мощности (до 15 кВт), рабо­тать при скоростях до 100 м/с и на шкивах малых диаметров. Тяговую способность синтетических ремней повышают за счет специальных фрикционных покрытий.

Ремни из других материалов – кожаные, хлопчатобумажные и шерстяные – применяются ограниченно.

2) Определяют минимальный диаметр малого шкива по формуле М.А. Саверина :

,

где - передаваемая мощность; - угловая скорость малого шкива (для синтетических ремней формула даёт несколько завышенные результаты).

Полученный диаметр округляют до ближайшего стандартного значения из ряда , (мм):

40	45	50	56	63	71	80	100	112	125	140	160	180	200	224	250	280	315	355	400
450	500	560	630	710	800	900	1000		...	2000

Диаметры шкивов следует брать возможно большими (если позволяют габариты), это повышает долговечность, КПД и тяговую способность передачи.

3) Находят окружную скорость ремня по формуле и сопоставляют её с оптимальной для выбранного типа ремня.

4) Определяют все геометрические параметры передачи:

q межосевое расстояние определяется конструкцией привода (габариты передачи, необходимый угол обхвата на малом шкиве); минимальное значение зависит от типа ремня и диаметров шкивов: ;

q расчетная длина ремня открытой передачи вычисляется по формуле ;

вычисленную длину бесконечных ремней (быстроходных плоских ) округляют до ближайшего стандартного значения из ряда (мм):

400	450	500	560	630	710	800	900	1000	1120
1250	1400	1600	1800	2000	2240	2500	2800	3150	3550
4000	4500	5000	5600	6300	...	18000

Длину ремней, концы которых сшивают, увеличивают на необходимую для сшивки величину (100…400 мм).

q определяем число пробегов ремня ;

q определяют окончательное межосевое расстояние по формуле ;

q угол обхвата на малом шкиве для открытых передач равен

,

причём должно выполняться условие .

При конструировании открытых ременных передач следует учиты­вать, что угол обхвата на малом шкиве уменьшается с увеличением пе­редаточного числа и уменьшением межосевого расстояния, поэтому в практике расчетов вводят ограничения для значения .

Кроме того, необходимо учитывать, что у горизонтальных и наклон­ных открытых передач на величину угла обхвата влияет провисание рем­ня. Поэтому следует ведомую ветвь располагать выше ведущей, так как первая вследствие меньшего натяжения провисает больше и угол об­хвата на шкивах увеличивается, что благоприятно сказывается на ра­боте передачи.

5) Проводят расчёт ремня. У резинотканевых ремней основную нагрузку несут тканевые прокладки, поэтому в качестве характеристики тяговой способности этих ремней принимается приведённая рабочая нагрузка , приходящаяся на миллиметр ширины одной прокладки (приведенной нагрузка называется потому, что она соответству­ет определенным условиям испытания ремня, а именно: 1) угол обхва­та на ведущем шкиве = 180°; 2) скорость ремня v = 10 м/с; 3) переда­ча открытая горизонтальная; 4) нагрузка равномерная, спокойная).

По стандарту для тканей из хлопчатобумажных и комбинированных нитей ; для тканей из синтетических нитей в зависимости от сорта ткани.

Условия работы проектируемых передач отличаются от стандартных, поэтому расчёт их следует вести не по , а по допускаемой рабочей нагрузке на миллиметр ширины прокладки.

Ширина резинотканевых ремней определяется по формуле , где - окружная сила ; - мощность на ведущем шкиву; - количество прокладок в ремне; - допускаемая рабочая нагрузка на миллиметр ширины прокладки: .

- коэффициент, учитывающий тип передачи и её расположение: для открытых горизонтальных передач и любых передач с автоматическим натяжением ремня ; при угле наклона межосевой линии к горизонту более .

- коэффициент угла обхвата малого шкива по таблице.

,	180	170	160	150
	1,0	0,97	0,94	0,91

- коэффициент влияния центробежных сил, зависящий от скорости ремня.

,	1	10	20	30
	1,04	1.0	0,88	0,68

- коэффициент динамичности и режима работы.

При односменной работе

ü при спокойном характере нагрузки,

ü при умеренных колебаниях,

ü при ударной нагрузке.

При двухсменной работе значения повышают на 15 %, при трёхсменной - на 40%.

Количество прокладок в ремне определяется по таблице в зависимости от диаметра малого шкива и скорости ремня.

Количество прокладок	Диаметр шкива, мм, для скорости ремня до, м/с
	5	10	15	20	25	30
3 4 5 6	80 112 160 250	100 125 180 280	112 160 200 320	125 180 225 360	140 200 250 400	160 225 280 450

Ширина резинотканевых ремней выбирается из стандартного ряда (мм):

20	25	32	40	50	63	71	80	90	100	112	125	140	160	180	200	224	250	---	500
---	1200		---	2000

Толщина ремня для резинотканевых ремней определяется из соотношения .

Ширина обода шкива принимается по стандартам в зависимости от ширины ремня из стандартного ряда (мм): 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; …;250 ( для открытых передач ).

6) Нагрузка на валы и подшипники и вычисляется по формуле

,

где - сила предварительного натяжения ремня ;

- удельная сила предварительного натяжения, приходящаяся на единицу ширины одной прокладки: - при малом межосевом расстоянии, при большом межосевом расстоянии, при автоматическом натяжении.

3.4.8. Клиновые приводные ремни вы­полняют бесконечными из резинотканевых материалов трапецеидального сечения с углом клина = 40°.

Поликлиновые ремни (рис. 3.4.3,В) представляют собой бесконечные плоские ремни с ребрами на нижней стороне, работающие на шкивах с клиновыми канавками. По всей ширине ремня расположен высокопрочный синтетический шнуровой корд; ширина такого ремня в 1,5 — 2 раза меньше ширины комплекта ремней нормальных сечений при одинаковой мощности передачи.

Поликлиновые ремни пока не стандартизованы; на основании нор­мали изготовляют три сечения кордшнуровых поликлиновых ремней, обозначаемых К, Л и М, с числом ребер от 2 до 50, длиной ремня от 400 до 4000 мм и углом клина = 40°.

1) Проектный расчёт клиноременной передачи начинают с выбора сечения ремня по заданной передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива с помощью графиков (рис. 3.4.10).

2) Минимально допустимые значения расчётных диаметров малого шкива определяют по таблице в зависимости от типа сечения.

Сечение ремня	Z	A	B	C	D	E	УО	УА
, мм	63	90	125	200	355	500	63	90
Сечение ремня	УБ	УВ
, мм	140	224

Следует помнить, что приведённые в таблице значения расчётных диаметров малого шкива обеспечивают минимальные габариты передачи, но с увеличением этого диаметра возрастает тяговая способность и КПД передачи, а также долговечность ремней. При отсутствии жёстких требований к габаритам передачи расчётный диаметр малого шкива следует принимать больше минимально допустимого значения.

Диаметр большого шкива определяют по формуле

,

где - передаточное число передачи (). Полученное значение округляют до ближайшего стандартного размера из стандартного ряда (мм):

			63	71	80	90	100	112	125	140	160	180	200	224	250	280	315	355	400
450	500	560	630	710	800	900	1000		...	2000

3) Далее определяют окружную скорость ремня по формуле

,

где - частота вращения малого шкива.

4) Определяют все геометрические параметры передачи:

q межосевое расстояние определяется конструкцией привода; минимальныое значение зависит от типа ремня и диаметров шкивов:

,

где - высота сечения ремня; следует помнить, что с увеличением межосевого расстояния долговечность ремней увеличивается).

q расчетная длина ремня вычисляется по формуле ;

вычисленную длину бесконечных ремней (клиновых, поликлиновых, зубчатых) округляют до ближайшего стандартного значения из ряда (мм):

400	450	500	560	630	710	800	900	1000	1120
1250	1400	1600	1800	2000	2240	2500	2800	3150	3550
4000	4500	5000	5600	6300	...	18000

За расчётную длину клиновых ремней принимают длину на уровне нейтральной линии, проходящей через центр тяжести сечения ремня.

q определяют число пробегов ремня ;

qопределяют окончательное межосевое расстояние по формуле ;

q угол обхвата на малом шкиве для открытых передач равен

,

причём должно выполняться условие .

5) Дальнейший расчёт клиноременной передачи сводится к определению числа ремней по формуле

,

где - передаваемая мощность на ведущем валу;

- коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте, вводится при ;

	2 - 3	4 - 6	> 6
	0,95	0,90	0,85

- мощность, передаваемая одним ремнём.

Мощность , передаваемая одним ремнём, рассчитывается по формуле ,

где - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём данного сечения эталонной длины , и определяемая по таблицам стандартов;

- коэффициент угла обхвата;

,	180	160	140	120	90
	1,0	0,95	0,89	0,82	0,68

- коэффициент длины ремня, зависящий от отношения принятой длины ремня к эталонной длине , принятой в стандарте;

	0,3	0,5	0,8	1,0	1,6	2,4
	0,79	0,86	0,95	1,0	1,1	1,2

- коэффициент динамичности нагрузки и режима работы, ориентировочно принимается как для плоскоременных передач.

Следует отметить, что в клиноременных передачах с несколькими ремнями из-за разной длины и неодинаковых упругих свойств нагруз­ка между ремнями распределяется неравномерно. Поэтому в передаче не рекомендуется использовать более 8... 12 ремней.

6) Нагрузка на вал и опоры клиноременной передачи

,

где - сила предварительного натяжения ремня; - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.

Сечение ремня	Z	A	B	C	D	E	EO
	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9	1,5

Передачи поликлиновыми ремнями рассчитывают по аналогичной методике. Таблицы мощностей, передаваемых одним узким ремнём и поликлиновым ремнём с 10 рёбрами, имеются в стандартах. При расчёте поликлиновых ремней определяют число рёбер по формуле , где - передаваемая мощность на ведущем валу; - мощность, передаваемая ремнём с 10 рёбрами. где - сила предварительного натяжения ремня

3.4.9. Основные конструктивные элементы шкива ременной пе­редачи: обод, несущий ремень; ступица, насаживаемая на вал; диск или спицы, соединяющие обод со ступицей.

Материалами для шкивов ременных передач могут быть: чугун, сталь, легкие сплавы, пластмассы и дерево.

Чугунные шкивы наиболее распространены; они изготовля­ются из серого чугуна методом отливки и применяются при окружных скоростях до 30 м/с; для шкивов из модифицированного чугуна эта ско­рость может быть выше (до 45 м/с).

Стальные шкивы могут быть литыми, сварными или точены­ми. Стальное литье может применяться при окружных скоростях до 45 м/с; сварные шкивы допускают скорость до 60 м/с.

Шкивы из алюминиевых сплавов имеют среди метал­лических шкивов минимальную массу и могут использоваться при ско­ростях до 100 м/с, так как малая плотность этих сплавов значительно снижает центробежные нагрузки.

Неметаллические шкивы имеют малую массу, высокий ко­эффициент трения ремня о шкив, но теплопроводность и износостой­кость их ниже, чем у металлических шкивов.

Основные размеры, конструктивные особенности и технические условия для шкивов плоскоременных передач регламентированы. Стандарт устанавливает три типа шкивов с посадоч­ным отверстием двух исполнений — цилиндрическим и коническим. Шкивы имеют гладкую рабочую поверхность обода. На по­верхности обода шкивов, работающих с окружной скоростью свыше 40 м/с, должны быть проточены кольцевые канавки, обеспечивающие выход воздуха из-под ремня, во избежание образования воздушного кли­на, ухудшающего сцепление между ремнем и шкивом. Для предупреждения сползания плоского ремня со шкивов один из них (обычно ведомый) делают выпуклым, очерченным в осевом сечении дугой окружности (тип I), или с цилиндрической поверхностью в середине и коническими по краям (тип III), величина выпуклости обода шкива возрастает с увеличением диаметра шкива (рис. 3.4.11). Допускается изготовлять шкивы с

буртиками на ободе и конусностью посадочного отверстия 1:5.

Основные размеры шкивов для клиноременных передач и технические требования к этим шкивам стандартизованы. Шкивы могут изготовляться с цилинд­рическим или коническим посадочным отверстием, число канавок у стандартных шкивов не превышает восьми.

Угол профиля канавок для клиновых ремней зависит от расчетного диаметра d_? шки­вов и колеблется в пределах = 34... 40° (рис. 3.6.12). Это связано с тем, что при огибании шкива ремень изгибается; эпю­ра напряжений изгиба и поло­жение нейтральной оси (Н. О.) показаны на рисунке. В зоне растянутых волокон попереч­ные размеры ремня уменьша­ются, а в зоне сжатых воло­кон — увеличиваются, в результате чего угол клина ремня при огибании шкива становится меньше своего первоначального значения = 40 ± 1°. Чем меньше диаметр шкива, тем больше напряжение изгиба и изменение угла клина ремня. Для обеспечения полного прилегания боковых поверх­ностей ремня к боковым поверхностям канавки шкива соблюдается ус­ловие .

2.4.10. Необходимым условием работы ременных передач трением является предварительное натяжение ремня, которое должно сохраняться во время эксплуатации. Для компенсации откло­нений от номинала по длине ремня, его удлинения во время эксплуата­ции, а также для свободной установки новых ремней и создания их пред­варительного натяжения в передачах предусматривается регулировка межосевого расстояния и установка натяжных устройств.

В конструкциях передач наименьшее значение межосевого рассто­яния должно соответствовать длине ремня, уменьшенной на 2 % при длине ремня до 2 м и на 1 % при длине ремня свыше 2 м; наибольшее значение устанавливается из расчета длины ремня, увеличенной на 5,5%.

Натяжные устройства можно классифицировать следующим обра­зом: устройства периодического действия, в которых натя­жение ремня регулируется винтами; устройства постоянного действия, в которых натяжение поддерживается постоянным за счет силы тяжести или усилия упругого элемента; устройства автомати­ческие, обеспечивающие регулирование натяжения ремня в зависи­мости от нагрузки.