Усилия и напряжения в ветвях ремня. Критерии работоспособности

Ременных передач

Начальное натяжение ремня F_o выбирают по условию, при котором ремень мог бы передавать полезную нагрузку, сохраняя натяжение достаточно длительное время, не получая большой вытяжки, и имел бы удовлетворительную долговечность. До передачи вращения ветви испытывают одинаковое начальное натяжение F_o. Напряжение от предварительного натяжения равно s₀=1,8 МПа для плоских ремней и s₀=1,2 МПа - для клиновых.

Рассмотрим передачу полезной нагрузки F_t

Соотношение натяжений ведущего F₁ и ведомого F₂ ветвей при работе без учета центробежных сил определяют по известному уравнению Л. Эйлера, выведенному для нерастяжимой нити.

где е - основание натуральных логарифмов; γ- угол скольжения; приближенно равным 0,7 угла обхвата α.

Рисунок 51

Соответствующие напряжения растяжения в ведущей и ведомой ветвях:

Полезное напряжение

В то же время

При изгибе ремня толщиной δ на шкиве диаметра D относительные удлинения наружных волокон равны δ/D.

Напряжение изгиба в предположенном постоянстве модуля упругости

При вращении шкивов под действием центробежных сил ремень испытывает дополнительные напряжения растяжения

σ_ц=ρ∙V²,

где V₁ м/с; ρ – кг/м³ – плотность

(для прорезиненных ρ=1100…1200 кг/м³; кожа ρ=1000÷1100 кг/м³)

Рисунок 52

Все силы проецируем на ось, перпендикулярную оси С'

Наибольшее суммарное напряжение в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив (рисунок 53, на котором изображена эпюра суммарных напряжений в работающем ремне).

Рисунок 53

Основными критериями работоспособности ременных передач являются:

- тяговая способность ремня - это способность передавать определенную нагрузку без пробуксовывания ремня;

- долговечность ремня.

Лекция 18

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 e и к.п.д. передачи, а по оси абсцисс графика - нагрузку, выраженную через коэффициент тяги:

Рисунок 54

При построении кривых постепенно повышают полезную нагрузку F_t при постоянном натяжении F₁ + F₂ = 2Fo, 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 - φ_max 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=10м/с определено допускаемое полезное напряжение [s_t]₀ и установлена экспериментальная зависимость для ее нахождения.

(полезное допускаемое напряжение для идеальной передачи, S- запас тяговой способности по буксованию S=l,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:

С_о - учитывает условия натяжения и расположения передачи

С_α - 1-0,003∙(180°-α⁰) - учитывает угол обхвата α

C_v - 1,04 - 0,0004∙V² - учитывает скорость ремня

С_р - коэффициент режима работы (1- при одной смене.; 2 смены=0,87; 3 смены=0,72)

Полезную силу F_t и мощность N, передаваемые ремнем можно определить, если известно сечение:

[F_t]=A∙[σ_t]; [N]=[F_t]∙V

Долговечность ремня при проектировании ременных передач учитывается следующим образом.

Наиболее опасными напряжениями являются напряжения изгиба.

Рисунок 55

- для плоских ремней

- для клиноременных передач

Долговечность ремня определяется косвенно через число пробегов ремня в секунду.

Число пробегов за единицу времени, т.е. сколько раз испытывает напряжение изгиба.

u≤[u] [u]=5 1/c – для плоских ремней

[u]=10 1/c – для клиновых

Нагрузка на вал от шкива ременной передачи

Рисунок 56

Лекция 19

Цепные передачи: достоинства и недостатки, классификация.

Конструкции приводных цепей

Цепная передача основана на зацеплении цепи и звездочек. Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки. Отсутствие скольжения обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры. Цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала нескольким ведомым.

Основной причиной недостатков цепной передачи является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны непостоянство скорости цепи в пределах одного оборота, износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки. Кроме того цепь дороже и сложнее в изготовлении.

Основными типами приводных цепей являются роликовые, втулочные (ГОСТ 13568-75) и зубчатые цепи ГОСТ 13552-81).

Роликовая цепь состоит из двух рядов наружных (1) и внутренних (2) пластин. В наружные пластины запрессованы валики (3), пропущенные через втулки (4). Втулки запрессованы в отверстия внутренних пластин. Втулка на валике и ролик на втулке могут свободно поворачиваться. Применение втулки позволяет распределить нагрузку по всей длине валика и этим уменьшить износ шарниров. Наряду с однорядными изготовляют двух-, трех- и четырехрядные цепи. Их собирают из тех же элементов, только валик проходит через все ряды.

Рисунок 57

Втулочные цепи по конструкции аналогичны роликовым, но у них нет ролика (5). Вследствие этого износ цепи и звездочек увеличивается, но снижается масса и стоимость цепи.

Зубчатые цепи состоят из набора пластин с двумя зубообразными выступами. Пластины цепи зацепляются с зубьями звездочки своими торцовыми плоскостями. Угол заклинивания принят 60 . Конструкция зубчатых цепей позволяет изготавливать их широкими и передавать большие нагрузки. Они работают плавно, с меньшим шумом. Их рекомендуют применять при сравнительно высоких скоростях - до 35 м/с. Известные зубчатые цепи различаются в основном по конструкции шарниров. Совершенствование шарниров направлено на уменьшение износа и потерь на трение.

Рисунок 58

Звездочки приводных цепей по конструкции во многом подобны зубчатым колесам. Делительная окружность звездочки проходит через центры шарниров цепи.

Рисунок 59

Диаметр этой окружности определяется равенство

Формула справедлива и для звездочек зубчатых цепей.

Скорость цепи и частота вращения звездочки связаны по следующей формуле:

Передаточное отношение:

К.п.д. передачи - 0,96. Потери складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов.

Межосевое расстояние по соображениям долговечности рекомендуется принимать

Длина цепи, выраженная в шагах или числом звеньев цепи:

Значение z₀округляют до целого четного числа, чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Для принятого значения z_o уточняют значение межосевого расстояния:

Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи. Поэтому расчетное межосевое расстояние рекомендуется уменьшить на (0,002... 0,004)∙a.

Числа зубьев звездочек рекомендуется принимать в пределах

С уменьшением числа зубьев возрастают неравномерность скорости движения цепи и скорость удара цепи о звездочку. При этом увеличивается износ шарниров, т.к. угол поворота звена при набегании цепи на звездочку и сбегании с нее равен 360/z.

Выбирают z₁=29-2∙i

По мере износа цепи ее шарниры поднимаются по профилю зуба звездочки от ножки к вершине, что приводит в конечном счете к нарушению зацепления. При этом чем больше число зубьев звездочки тем меньше допустимое увеличение шага цепи.

Дата добавления: 2021-03-18; просмотров: 176; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 11 12 13 14 151617 18 19 20 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!