§ 4. Тяговая способность и кпд передач

Прочность сцепления ремня со шкивом характери­зует тяговую способность передачи. Ее принято оценивать коэффициентом тяги — относительной нагрузкой в предполо­жении, что F_ц =0

С учетом равенства (18.2) несложно получить

Таким образом, коэффициент тяги зависит от условий работы передачи (угла обхвата, материалов ремня и шкива и др.).

Если положить, что при действии внешней нагрузки уд­линение ведущей ветви равно укорочению ведомой ветви, то получим (F_o — усилие начального натяжения ремня):

F₁=F₀ + 0,5F_t; F₂ = F_o - 0,5F_t, (18.8)

и соотношение для коэффициента тяги

φ= F_t/(2F₀).

Тяговую способность передачи удобно оценивать по вра­щающему моменту на ведущем (или ведомом) шкиве. Пре­небрегая силами инерции, из соотношений (18.1) - (18.2) и (18.8) найдем

Из этого равенства видно, что тяговая способность пере­дачи будет возрастать при увеличении предварительного на­тяжения ремня F_o, угла обхвата α и связанного с ним угла скольжения α_ск (в расчетах принимают α_ск ≈ 0,7α), а также коэффициента трения между ремнем и шкивами.

Для увеличения нагрузочной способности передачи необхо­димо стремиться к использованию более прочных ремней, допускающих высокие начальные напряжения (например, кап­рон, нейлон и др.). Однако в этом случае возрастают на­грузки на опоры.

Менее эффективно использование материалов с высоким ко­эффициентом трения в связи с возрастанием потерь на трение и опасностью перегрева ремня при упругом скольжении.

Нагрузочную способность передачи можно повысить, уве­личив коэффициент трения между ремнем и меньшим шкивом (для этого на меньший шкив надевают бандаж из специ­ально подобранного материала).

Для получения высокой тяговой способности передач с плоским ремнем рекомендуется обеспечивать α ≥150°.

В передачах с большим передаточным отношением и при малом расстоянии между осями валов угол обхвата для мало­го шкива и усилие натяжения часто увеличивают с помощью натяжных роликов (см. рис. 18.7), устанавливаемых на ведомой ветви.

Коэффициент трения / в последней формуле соответствуетпередаче с плоским ремнем. В клиноременной передаче

Для стандартных ремней φ₀ = 40° и f_кл ≈ 3f. Отсюда сле­дует, что в клиноременных передачах сцепление ремня со шкивом почти в 3 раза больше, чем в передаче с плоским ремнем. Благодаря этому клиноременные пере­дачи хорошо работают при углах обхвата α ≥120°. В ряде конструкций допускают α = 80..100°.

При работе плоскоременной передачи часть энергии рас­ходуется на упругий гистерезис при циклическом деформи­ровании ремня (растяжение, сдвиг, изгиб); на скольжение ремня по шкивам, аэродинамическое сопротивление движению ремня и шкивов, а также трение в подшипниках валов передачи.

В клиноременной передаче к этим потерям добавляются потери на трение при радиальном перемещении ремня в про­цессе входа его в канавку, и выхода из нее, а также воз­растают потери на упругий гистерезис при изгибе ремня (клиновой ремень имеет большую толщину, чем плоский ремень).

КПД ременной передачи зависит от коэффициента тяги φ и соответствующего ему относительного скольжения ремня ξ, (рис. 18.8). По мере увеличения относительной нагрузки до некоторого значения φ _о наблюдается линейное нараста­ние скольжения ремня от упругих деформаций, сопровож­даемое ростом КПД из-за уменьшения влияния потерь хо­лостого хода.

Дальнейшее увеличение ср приводит к более интенсивному снижению скорости, что связано с увеличением дуги сколь­жения и ростом потерь скорости при набегании ремня на шкивы.

Рис. 18.8. Кривая скольжения и зависимость КПД от коэффициента тяги в клиноременной передаче

Передача работает без буксования и в этой области, но КПД снижается из-за нарастания потерь энергии на трение. Лишь при φ = φ _mах начинается буксование.

Оптимальным считают нагружение передачи, соответствую­щее наибольшему КПД и некоторому запасу по сцеплению (φ _о = 0,4 .. 0,5 — для плоскоременных передач, φ _о = 0,6 .. 0,7 — для клиноременных передач).

При оптимальной нагрузке η = 0,97.. 0,98 для плоскоремен­ной передачи и η| = 0,92 .. 0,97 для клиноременной.