§ 6. Расчет плоскоременной передачи по тяговой силе. Долговечность передачи

6.32. Долговечность передачи. Основной причиной выхода из строя ре­менной передачи является низкая долговечность ремней.

Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие:

• изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попа­дания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования;

• перегрев (по тем же причинам) и снижение при этом физико-меха­нических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву;

• усталостное разрушение в результате циклических деформаций (из­гиб ремня по пульсирующему циклу при набегании его на шкивы). Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности.

Шкивы — наиболее долговечный элемент ременных передач. Их про­ектирование с учетом прочности рассмотрено в § 3 и 4.

В чем заключается усталостное разрушение ремней?

6.33. Критерии работоспособности ременных передач:

• полное использование тяговой способности ремня при отсутствии бук­сования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом;

• долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические па­раметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварий- ность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надеж­ность работы ременной передачи.

Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность.

Расчет на долговечность производят как проверочный.

Что понимают под долговечностью ремня?

6.34. Расчет передачи на тяговую способность. Этот расчет плоскоре­менной передачи основан на материале, изложенном в § 5. Для обеспече­ния передачи максимальной полезной окружной силы F_max = F,, без пробук­совки необходимо, чтобы FJA = К_о (см. шаг 6.29 и 6.30), для приведенных условий работы передачи или F_t /A - [К]_п — для передачи, не ограниченной этими условиями.

Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения [К]_П определяются с учетом табл. 6.1, 6.6, 6.7 (см. шаг 6.30). Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сече­ния ремня:

(6.40)

где δ и b — толщина и ширина ремня (см. шаг 6.4).

Перечислите силовые параметры, от которых зависят значения 5 и Ъ в плоскоременной передаче.

6.35. Расчет на долговечность.

В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные на­пряжения (см. рис. 6.13). При многократном действии переменных напря­жений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщи­ны, разрушение элементов несущего слоя и т. п.).

В основе современных методов расчета ремней на долговечность лежит уравнение кривой усталости и определение максимального напряжения в ремне. Упрощенный расчет ремней на долговечность производят исходя из прогибов ремня.

Критерием долговечности в этом случае является число пробегов ремня до появления признаков усталостного разрушения

U=v/L≤[U], (6.41)

где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; и — скорость рем­ня, м/с; L — длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоременных передач [U] ≤ 5.

На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется

выбрать оптимальное значение отношения δ/D_min. В табл. 6.1 для плоскоременных передач приведены рекомендуемые и допустимые значения ,n при которых практически обеспечивается среднестатистическая долговеч­ность ремня (около 3000—5000 ч).

Как уменьшить число пробегов ремня? Какое значение отношения δ/D_min следует выбирать по табл. 6.1 для уменьшения напряжений изгиба?

6.36. Последовательность проектировочного расчета плоскоременных пе­редач.

1. В зависимости от заданных условий работы по табл. 6.1 выбрать тип ремня.

2. По формуле (6.10) определить диаметр малого шкива Z), его значение следует округлить до ближайшего большего стандартного (см. табл. 6.2).

3. Определить скорость ремня v и сравнивать с допускаемой для вы­бранного типа ремня (см. табл. 6.1).

Если v > [и], то диаметр шкива D, необходимо изменить.

4. Определить диаметр большого шкива D₂ и округлить его значение по табл. 6.2 до ближайшего стандартного (см. шаг 6.12).

5. Уточнить передаточное число передачи [формула (6.10)]. -При незна­чительном отклонении передаточного числа и (до 5 %) диаметры шкивов D, и D₂ можно не изменять.

6. Назначить межосевое расстояние а в соответствии с требованиями конструкции, но в рекомендуемых пределах [см. формулу (6.2)].

7. Определить расчетную длину ремня L [формула (6.3)] и проверить ремень на долговечность, исходя из числа пробегов (см. шаг 6.35): U=v/L<[U].

При U> [U] межосевое расстояние а необходимо увеличить.

8. По формуле (6.6) определить угол обхвата а, меньшего шкива. Если а, < [а], то необходимо увеличить межосевое расстояние а или применить натяжной ролик.

9. Задать отношение 8/£>, и определить толщину ремня 8.

По табл. 6.1 следует округлить 8 до ближайшего меньшего стандартного значения.

10. Для выбранного типа ремня определить допускаемое полезное на­пряжение [К]_П [формула (6.39)], для чего с учетом табл. 6.1 определяют до­пускаемое приведенное полезное напряжение К_о, а из табл. 6.7 — попра­вочные коэффициенты С_а, С_р, С_о, С„.

11. Рассчитать окружную силу передачи по формуле

(6.42)

12. По окружной силе F, выбранной толщине ремня 8 и допускаемому полезному напряжению [АГ|_П определить ширину ремня b [формула (6.40)]. Полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного (см. табл. 6.1).

13. Рассчитать силу предварительного натяжения ремня F_o [формула (6.16)]. По формуле (6.11) определить угол р, после чего найти нагрузку на валы и опоры F_s [формула (6.28)].

14. В зависимости от ширины ремня Ъ по табл. 6.2 выбрать ширину шкива В и определить все размеры ведущего и ведомого шкивов (см. шаг 6Д2).