1. Основные критерии работоспособности, надёжности и расчёта деталей машин.

Критерии работоспособности: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость. При конструировании работоспособность деталей обеспечивают выбором материала и расчетом размеров по основному критерию. Выбор критерия для расчета обусловлен характером разрушения (видом отказа), типичным для той или иной детали, изделия. Так, для крепежных винтов основным критерием работоспособности является прочность, для ходовых винтов – износостойкость, для валов – жесткость.

Важнейшим критерием работоспособности является прочность, т.е. способность детали сопротивляться разрушению или возникновению недопустимых пластических деформаций под действием приложенных к ней нагрузок. Это абсолютный критерий. Ему должны удовлетворять все детали.

Основы расчетов на прочность изучают в курсе "Сопротивление материалов". В курсе "Детали машин" общие методы расчетов на прочность рассматривают в приложении к конкретным деталям и придают им форму инженерных расчетов. На практике применяют расчеты на прочность по номинальным напряжениям, по коэффициентам безопасности или по вероятности безотказной работы.

Расчеты по номинальным напряжениям

Расчеты по номинальным напряжениям выполняют в качестве предварительных для выбора основных размеров (для проектировочных расчетов). При этом используют номинальные эксплуатационные (σ,τ) и допускаемые ([σ],[τ]) напряжения с целью выполнения условий по:

• нормальным напряжениям: σ ≤ [σ]

• касательным напряжениям: τ ≤ [τ]

Эти расчеты наиболее просты и удобны для обобщения опыта конструирования путем накопления данных о напряжениях в хорошо зарекомендовавших себя конструкциях, работающих в близких или сходных условиях. Наиболее полезны такие данные для машин массового выпуска, опыт эксплуатации которых велик.

Расчеты по коэффициентам безопасности

В отличие от расчета по номинальным напряжениям они учитывают в явной форме отдельные факторы, влияющие на прочность: концентрацию напряжений, отличие в размерах деталей и опытных образцов, наличие упрочнений, а поэтому более точны. Вместе с тем, эти расчеты сохраняют условность, так как коэффициент безопасности вычисляют для некоторых условных характеристик материалов и значений нагрузок.

Расчет по вероятности безотказной работы

В ответственных конструкциях выполняют расчет по вероятности безотказной работы. Для широкого применения этого метода требуется накопление достоверного статистического материала по действующим нагрузкам и физико-механическим характеристикам материалов.  Важным при расчетах на прочность является точное выявление действительных эксплуатационных нагрузок.

Нагрузки, действующие на детали и изделия

Нагрузки, определяющие напряженное состояние деталей, можно подразделить на постоянные и переменные по времени. Постоянные нагрузки: силы тяжести (в транспортных и подъемно–транспортных машинах), давления жидкости или газа, от начальной затяжки резьбовых соединений, сил пластического деформирования заклепок.

Постоянные нагрузки могут вызывать переменные напряжения. Так, при вращении вала, нагруженного изгибающим моментом, одни и те же волокна его оказываются попеременно то в растянутой, то в сжатой зоне. Так же поочередный вход в зацепление зубьев зубчатых передач вызывает в них периодическое изменение напряжений.

Основные механические характеристики материалов (предел текучести σ_т, временное сопротивление σ_в) определяют при постоянных нагрузках.

Переменность нагружения обусловлена периодическим изменением нагрузок и соответственно напряжений. Продолжительность одного цикла нагружения называют периодом и обозначают Т. Нагружение с одним максимумом и с одним минимумом в течение одного периода при постоянстве параметров цикла называют регулярным нагружением.

Характеристикой напряженности детали является цикл напряжений – совокупность последовательных значений напряжений за один период их изменения при регулярном нагружении. Цикл напряжений (рис. 1) характеризуют максимальным σ_max, минимальным σ_min и средним σ_m напряжениями, амплитудой σ_a напряжений, периодом T, коэффициентом асимметрии R:

R = σ_min/σ_max,

Основные циклы напряжений (рис. 1): а – асимметричный (крепежные винты, пружины), б – отнулевой (зубья зубчатых колес), в – симметричный (валы, вращающиеся оси).

Разрушение деталей машин, длительное время подвергающихся действию переменных напряжений, происходит при значительно меньших напряжениях, чем временное сопротивление или предел текучести. Под действием переменных напряжений возникают необратимые изменения физико-механических свойств материала – усталостные повреждения (образование микротрещин, их развитие и разрушение материала). Процесс накопления повреждений называют усталостью. Число циклов напряжений, выдержанных нагруженной деталью до усталостного разрушения, называют циклической долговечностью, которую можно оценить с помощью кривых усталости.

Кривые усталости получают опытным путем, задавая испытуемым образцам различные значения напряжений σ = σ_max(рис. 2) и определяя число N циклов, при котором происходит их разрушение. Кривые усталости описывают степенной функцией:

σ^q_i×N_i = C,

где: С – постоянная, соответствующая условиям проведения эксперимента.

В завершение рассмотрения критерия прочности отметим, что такие разрушения, как смятие контактирующих поверхностей, их выкрашивание и изнашивание обусловлены действием контактных напряжений (напряжений в месте контакта криволинейных поверхностей двух прижатых друг к другу тел).  Отказы около 50% деталей (зубчатые, фрикционные и червячные передачи, подшипники качения) обусловлены действием контактных напряжений. Подробнее контактная прочность рассмотрена в разделе "Механические передачи".

Характеристика критериев работоспособности

Жесткость – способность детали сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой. Роль этого критерия работоспособности возрастает в связи с тем, что прочностные характеристики материалов (например, сталей) постоянно улучшаются, что позволяет уменьшить размеры деталей, а упругие характеристики (модуль упругости) при этом не изменяются. Так, за последние 50 лет временное сопротивление σв легированных сталей повысили от 500 до 1500 МПа при неизменном значении модуля упругости Е = 2,1×10⁵ МПа.

Практические расчеты на жесткость проводят в форме ограничения упругих деформаций в пределах, допустимых для конкретных условий работы.

В уточненных расчетах прочности и жесткости деталей используют различные методы решения задач теории упругости, в частности метод конечных элементов (МКЭ). Этот метод реализуют на ЭВМ с большой памятью и высоким быстродействием.

Износостойкость – свойство материала оказывать сопротивление изнашиванию. Под изнашиванием понимают процесс разрушения и отделения вследствие трения материала с поверхности твердого тела, проявляющийся в постепенном изменении размеров или формы.

Износостойкость зависит от физико-механических свойств материала, термообработки и шероховатости поверхностей, от значений давлений или контактных напряжений, скорости скольжения, наличия смазочного материала, режима работы и т.д.

Износ - результат изнашивания. Износ изменяет характер сопряжения, увеличивает зазоры в подвижных соединениях, вызывает шум, уменьшает толщину покрытия, снижает прочность деталей. Износ можно уменьшить, если разделить трущиеся детали смазочным материалом. В подшипниках скольжения с помощью гидродинамических расчетов определяют необходимую толщину масляного слоя. Для сравнительно медленно перемещающихся деталей (направляющие станков, ходовые винты) используют гидростатический контакт: масло в зону взаимодействия подают под давлением.

Универсального и общепринятого метода расчета на изнашивание нет. В большинстве случаев расчет проводят в форме ограничения действующих давлений р в местах контакта:

p ≤ [p],

Исследованиями контактного взаимодействия твердых тел при их относительном смещении занимается новая наука триботехника.

Теплостойкость – способность конструкции работать в пределах заданных температур в течение заданного срока службы.  Нагрев деталей в процессе работы машины приводит к:

• Снижению механических характеристик материала и к появлению пластических деформаций – ползучести. Стальные детали, работающие при температурах ниже 300 °С, на ползучесть не рассчитывают.

• Уменьшению зазоров в подвижных сопряжениях деталей и, как следствие, схватыванию, заеданию, заклиниванию.

• Снижению вязкости масла и несущей способности масляных пленок. С повышением температуры вязкость минеральных нефтяных масел снижается по кубической параболе – очень резко.

Для обеспечения нормального теплового режима работы проводят тепловые расчеты (расчеты червячных и волновых редукторов, подшипников скольжения). При этом составляют уравнение теплового баланса (тепловыделение за единицу времени приравнивают теплоотдаче) и определяют среднюю установившуюся температуру при работе машины. С целью повышения теплоотдачи предусматривают охлаждающие ребра, принудительное охлаждение или увеличивают размеры корпуса.

Виброустойчивость – способность конструкции работать в диапазоне режимов, достаточно далеких от области резонанса.  Вибрации снижают качество работы машин, увеличивают шум, вызывают дополнительные напряжения в деталях. Особенно опасны резонансные колебания.

В связи с повышением скоростей движения машин опасность вибраций возрастает. Поэтому расчеты на виброустойчивость приобретают все большее значение.  Периодическое изменение внешних сил в поршневых машинах или сил от неуравновешенности вращающихся деталей, от погрешностей изготовления вызывает вынужденные колебания. При совпадении или кратности частоты вынужденных колебаний и частоты собственных колебаний наблюдают явление резонанса.

При резонансе амплитуда колебаний достигает больших значений – происходит разрушение. Работать можно в до- или послерезонансной зонах. Переход через резонансную зону должен быть осуществлен достаточно быстро. Расчеты на виброустойчивость выполняют для машины в целом. Они сводятся к определению частот собственных колебаний механической системы и обеспечению их несовпадения с частотой вынужденных колебаний. К устройствам для снижения колебаний относят маховики, упругодемпфирующие элементы и демпферы, рассеивающие энергию колебаний.

2. Выбор допускаемых напряжений и коэффициентов запаса прочности в машиностроении.

Правильный выбор допускаемых напряжений обеспечивает долго­вечность детали при минимальных массе и габаритных размерах.

В зависимости от деформации допускаемые напряжения определяют по формулам

[σ] = σ_lim/[s]; (0.6)

[τ] = τ _lim/[s], (0.7)

где [σ] и [τ] — допускаемые нормальное и касательное напряжения; σ_lim, τ _lim — предельные напряжения; [s] — допускаемый коэффициент запаса прочности. В качестве предельного напряжения принимают одну из сле­дующих механических характеристик материала:

• предел текучести (физический или условный) — при статическом на-гружении детали из пластичного или хрупкопластичного материала;

• временное сопротивление — при статическом нагружении детали из хрупкого материала;

• предел выносливости — при возникновении в детали напряжений, переменных во времени.

Для деталей машин широко распространены расчеты не по допускае­мым напряжениям, а по коэффициентам запаса прочности. Взамен усло­вия прочности (0.1) используют тождественные ему условия:

 (0.8)

(0.9)

где s — действительный (расчетный) коэффициент запаса прочности; σ, τ — расчетные нормальное и касательное напряжения.

От каких основных факторов зависит предельное напряжение? В каких случаях за предельное напряжение принимают предел выносливости?

0.14.Для выбора допускаемых напряжений и коэффициентов запаса прочности в машиностроении принимают следующие два метода:

• табличный — допускаемые напряжения и коэффициенты запаса прочности выбирают по специальным таблицам (см., например, табл. 0.1). Этот метод менее точен, так как не учитывается ответст­венность детали, точность определения нагрузок и другие важные факторы, но он удобен для практического пользования;

• дифференциальный — допускаемое напряжение или допускаемый коэффициент запаса прочности определяют по соответствующей формуле, которая учитывает различные факторы, влияющие на прочность рассчитываемой детали.

Таблица 0.1. Ориентировочные значения допускаемых коэффициентов запаса прочности [s]

Материал	Предел текучести σT	Временное сопротив­ление σB	Предел выносливости σ-1
Пластичные стали (углеродистые и легированные при высокой температуре отпуска)	1,2—1,8	—	1,3-1,5
Высокопрочные стали с пониженными пластическими свойствами (низкой температурой отпуска) и высоко­прочные чугуны	1,5-2,2	2,0-3,5	1,5—1,7
Стальные отливки	1,6-2,5	—	1,7-2,2
Чугуны (серые и модифицированные)	—	3,0-3,5	—
Цветные сплавы (медные, алюминиевые, магние­вые) — кованые и прокатные	1,5-2,0	—	1,5-2,0
Цветные сплавы (литье)	2,0-2,5	2,5-3,0	2,0-2,5
Особо хрупкие материалы (пористые хрупкие отливки, порошковые материалы)	—	3,0-6,0	—
Пластмассы	—	3,0-5,0	—

Примечание. Меньшие значения [s] относят к расчетам с весьма точными параметра­ми нагружения. Для ответственных деталей, выход из, строя которых связан с серьезны­ми авариями, табличные значения следует увеличить на 30—50 %.

Так, например, допускаемый коэффициент запаса прочности определя­ют по формуле

[s]=[s]₁ [s]₂ [s]₃, (0.10)

где [s]₁, — коэффициент, отражающий влияние точности определения дей­ствующих на деталь нагрузок, достоверность найденных расчетом внутрен­них сил и моментов и т. д. (при применении достаточно точных методов расчета [s]₁, = 1 ÷ 1,5; при менее точных расчетах [s]₁, = 2 ÷ 3 и более);

[s]₂—- коэффициент, отражающий однородность материала, чувстви­тельность его к недостаткам механической обработки, отклонения механи­ческих свойств материала от нормативных в результате нарушения техно­логии изготовления детали (для пластичного материала [s]₂= 1,2 ÷ 2,2; для хрупкопластичного [s]₂= 1,6 ÷ 2,5; для хрупкого [s]₂= 2 ÷ 6);

[s]₃ — коэффициент, обеспечивающий повышенную надежность особо ответственных и дорогостоящих деталей ([s]₃ = 1 ÷ 1,5).

На практике применяют как дифференциальный, так и табличный ме­тоды.

3. Циклы напряжений. Расчёты на выносливость.

В подавляющем большинстве случаев напряжениеизменяется периодически (рис. 10.1). Совокупность всех значений напряжений в течении одного периода называется циклом напряжений.

Характеристиками циклов напряжений являются:

1. максимальное напряжение цикла – σ_max;

2. минимальное напряжение цикла – σ_min;

3. среднее напряжение цикла – 

σ_m=(σ_max + σ_min)/2;

4. амплитуда цикла –

σ_a=(σ_max – σ_min)/2;

5. Коэффициент асимметрии цикла –

r= σ_min / σ_max.

Циклы, имеющие одинаковые коэффициенты асимметрии цикла, называются подобными.

Рис. 10.1

Наиболее распространенными являются:

Рис. 10.2

1. Симметричный цикл (рис. 10.2,а), в котором

σ_a = σ_max = -σ_min.

При этом σ_m=0, r=-1.

2. Отнулевой (пульсирующий) цикл (рис. 10.2,б). Для этого случая

σ_max=σ, σ_min=0, σ_m=σ_a=σ/2, r=0.

3. Статическое напряжение иногда называют постоянным циклом (рис. 10.2,в), в нем

σ_a=0, σ_max=σ_min=σ_m=σ, r=+1.

Любой асимметричный цикл можно представить как сумму симметричного цикла и постоянного напряжения.

В случае действительных переменных касательных напряжений остаются в силе все термины и соотношения, с заменой σ на τ.

Для оценки прочности материала при переменных напряжениях используется определяемая опытным путем характеристика – предел выносливости σ_r, который представляет собой наибольшее в алгебраическом смысле напряжение цикла, при котором образец выдерживает не разрушаясь неограниченно большое число циклов.

Практически установлено, что если стальной образец выдержал некоторое базовое число циклов N_Б , и не разрушился, то он не разрушится и при любом другом большем числе циклов. Для стали и чугуна принимают N_Б=10⁷.

Для цветных металлов и сплавов пользуются лишь понятием предела ограниченной выносливости при N_Б=10⁸, т.к. они при очень большом числе циклов могут разрушиться и при небольших напряжениях.

На величину предела выносливости σ_r влияют различные факторы:

1) Асимметрия цикла.

Минимальное значение имеет предел выносливости при симметричном цикле (r = - 1). Он в несколько раз меньше предела прочности, например, для углеродистой стали

σ_-1 ≈ 0,43σ_в,

для легированной стали

σ_-1 ≈ 0,35σ_в+120 МПа,

для серого чугуна

σ_-1 ≈ 0,45σ_в.

2) Вид деформации.

При растяжении-сжатии предел выносливости

σ_-1р = (0,7–0,8)σ_-1.

При кручении - τ_-1 ≈ 0,58σ_-1.

3) Концентрация напряжений.

Снижение предела выносливости за счет наличия концентраторов напряжений (выточек, отверстий, шпоночных канавок, резких переходов от одних размеров детали к другим и др.) учитывается действительным коэффициентом концентрации напряжений к_σ (к_τ) > 1.

В неответственных расчетах и при отсутствии данных величину к можно определять по следующим эмпирическим соотношениям:

1. при отсутствии острых концентраторов для детали с чисто обработанной поверхностью

2. при наличии острых концентраторов напряжений

В приведенных соотношениях σ_в выражена в МПа. Эти формулы годятся для сталей с σ_в от 400 до 1300 МПа, и при их использовании не следует отдельно учитывать влияние качества поверхности детали.

4) Качество обработки поверхности учитывается при помощи коэффициента β >1, значение которого для различного качества обработки поверхности приводится в таблицах и графиках.

5) Абсолютные размеры детали учитываются при помощи так называемого масштабного фактора α_м>1. Значение α_м для различных материалов в зависимости от диаметра детали определяются из специальных графиков. Приближенно величины масштабного фактора для валов может быть вычислена по эмпирической зависимости

α_м=1,2+0,1(d–3),           (10.3)

где d – диаметр вала в сантиметрах.

Совместное влияние концентрации напряжений, качества обработки поверхности и размеров детали оценивается коэффициентом

к_σ = к_σ · β · α_м.      (10.4)

Расчет на прочность при переменных напряжениях (расчет на выносливость) на практике обычно выполняется как проверочный. Условие прочностипринято записывать в виде

n ≥ [n],         (10.5)

где [n]=1,4–3,0 – нормативный коэффициент запаса усталостной прочности детали при данном цикле напряжений.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле

Здесь ψ - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла на предел выносливости. В случае, когда известна величина предела выносливости при пульсирующем цикле σ₀

ψ=(2σ_-1 - σ₀)/σ₀.

При отсутствии значений σ₀ (τ₀) можно принимать

ψ=σ_-1/s,

где s = 1400 МПа – для углеродистых и низколегированных сталей; s = 2000 МПа – для легированных сталей.

Наряду с коэффициентом запаса по усталостному разрушению должен быть определен коэффициент запаса по текучести

В качестве расчетного следует принять меньший из коэффициентов n_σ и n_σT.

Аналогично вычисляют и коэффициенты запаса по касательным напряжениям:

Для плоского напряженного состояния, когда действуют нормальные и касательные напряжения, коэффициент запаса определяется по эмпирической формуле

4. Ремённые передачи. Классификация, кинематика и геометрия передачи.

Ременные передачи.

Передача механической энергии, осуществляемая гибкой связью за счет трения между ремнем и шкивом, называется ременной.

Ременная передача состоит из двух или большего числа шкивов и бесконечного ремня, надетого на шкивы с натяжением. Энергия передается от ведущего вала О1 к ведомому валу О2 с изменением или без изменения величины и направления угловой скорости. Свободный участок ремня, который набегает на ведущий шкив, называется ведущей веткой ремня, а свободный участок, который набегает на ведомый шкив, называется ведомой веткой.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают следующие виды ременных передач:

- плоскоременные с прямоугольным профилем поперечного сечения ремня; - клиноременные с трапециевидным профилем; - поликлиноременные; - круглоременные; - зубчатые ремни, которые обеспечивают постоянство передаточного числа и хорошую тяговую способность.

Классификация ременных передач

в зависимости от назначения передачи и взаимного расположения осей валов.

1) Открытые с параллельными осями валов и вращением их шкивов в одном направлении.

2) Перекрестные с параллельными осями валов и вращением шкивов в противоположных направлениях.

3) Угловые со скрещивающимися или пересекающимися осями валов.

Предпочтительны первые передачи, которые называют открытыми.

Достоинства:

- возможность передачи энергии на большие расстояния: плоскими до 12÷15 м и клиновыми до 6 м;

- простота и низкая стоимость;

- плавность и бесшумность хода;

- предохранение механизмов от поломок при буксовании при перегрузках;

- возможность передачи мощностей от долей кВт до сотен кВт, обычно от 0,2 кВт до 50 кВт, но встречаются уникальные передачи, которые передают мощность до 1500 кВт;

- большой диапазон скоростей (v  30  );

- простота обслуживания и ухода;

- относительно высокий КПД: η = 0,92 ÷ 0,98;

- передаточное число   7;

- смягчение вибрации и толчков вследствие упругой вытяжки ремня.

Недостатки:

- непостоянство передаточного числа;

- относительно большие габариты;

- вытягивание ремня;

- не возможность применения во взрывоопасных помещениях из‑за электризации ремня;

- большие нагрузки на валы и опоры (подшипники).

Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние а должно быть достаточно большим, а передаточное число u не строго постоянным (в приводах станков, транспортеров, дорожных машин и т.д.).

Основные геометрические и кинематические соотношения

1. Межосевое расстояние а ременной передачи определяется в основном конструкцией привода машины.

Рекомендуется:

для плоскоременных передач а   1,5 (d₁ + d₂) + h;

для клиноременных и поликлиноременных передач а   0,55 (d₁ + d₂) + h , где

d₁ и d₂ - диаметры шкивов;

h – высота сечения ремня

2. Расчетная длина ремня l:

.

3. Угол обхвата ремнем малого шкива

a = 180⁰ - 

Для плоскоременной передачи рекомендуется |a |  150⁰,

Для клиноременной |a|  120⁰

5. Плоскоремённые передачи. Материалы ремней. Силы, действующие в передаче. Напряжения в ремне.

Наиболее типичные схемы передач плоским ремнем представлены на рис. 3.38: 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 — угловя

Рис. 3.38

(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 и ≤ 10; 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;

КПД передач плоским ремнем η = 0,93...0,98. Передаточное число открытой передачи и ≤ 5; с натяжным роликом и ≤ 10.

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

Материал ремней. 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 недефицитность.

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

К о ж а н ы е р е м н и среди плоских ремней обладают наибольшей тяговой способностью и эластичностью. Кожаные ремни хорошо работа­ют при переменных и ударных нагрузках на шкивах малых диаметров; допускаемая скорость ремня 45 м/с. Ремни изготовляют одинарными и двойными (по согласованию с потребителем допускается изготовлять тройные ремни) шириной от 10 до 560 мм. Кожаные ремни не рекоменду­ется применять в промышленных установках при едком паре и газах. Из-за дефицитности и высокой стоимости применение кожаных ремней весьма ограничено.

Ш е р с т я н ы е р е м н и состоят из слоев шерстяной тканой осно­вы, прошитых хлопчатобумажными нитями и пропитанных специальным составом, состоящим из железного сурика на олифе. Эти ремни дороги, но хорошо противостоят сырости и воздействию химически активных сред, поэтому применяются главным образом в химической промышлен­ности.

Шерстяные ремни хорошо работают при неравномерных и удар­ных нагрузках и допускают скорость ремня до 30 м/с.

Х л о п ч а т о б у м а ж н ы е цельнотканые пропитанные ремни со­стоят из нескольких слоев хлопчатобумажной пряжи, пропитанных спе­циальным составом. Такие ремни применяются при небольших мощно­стях и скоростях ремня до 25 м/с; удовлетворительно работают на шкивах малых диаметров, непригодны при работе на открытом воздухе, в сырых помещениях, при опасности воздействия кислот и температуры выше 45° С.

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.

Резинотканевые ремни допускают скорость до 30 м/с.

Для некоторых видов резинотканевых ремней в зависимости от их функционального назначения стандарт устанавливает средний ресурс или средний срок службы в часах или других единицах.

С и н т е т и ч е с к и е плоские ремни. 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. П л е н о ч н ы е ремни малой толщины (от 0,4 до 1,2 мм) могут передавать значительные мощности (до 15 кВт), работать при скоростах до 100 м/с и на шкивах малых диаметров. Тяговую способность синте­тических ремней повышают за счет специальных фрикционных покрытий.

Расчет плоскоременных передач.При .проектном расчете плоскоременных передач прежде всего выбирают тип ремня, а затем опреде­ляют минимальный диаметр малого шкива по формуле М. А. Саверина:

(3.114)

где Р₁ — передаваемая мощность; ω₁, — угловая скорость малого шкива

(для синтетических ремней формула Саверина дает несколько завышен­ные результаты).

Полученный диаметр округляют до ближайшего стандартного значе­ния А из ряда, (мм): 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д. до 2000. Затем находят окружную скорость ремня по фор­муле  и сопоставляют ее с оптимальной для выбранного типа ремня. Далее определяют все геометрические параметры передачи и при­ступают к расчету ремня.

В качестве характеристики тяговой способности кожаных, шерстя­ных и хлопчатобумажных ремней принимается п р и в е д е н н о е полезное напряжение

(3.115)

где φ₀ — оптимальный коэффициент тяги; σ₀ — предварительное на­пряжение.

Величинуk₀выбирают в зависимости от типа ремня и минимально допустимого отношения  , где δ — толщина ремня.

Тогда при σ₀ =1,8 МПа для ремней: кожаных k₀ ⁼ 1,7 МПа; хлопча­тобумажных k₀= 1,5 МПа; 1шерстяных k₀= 1,2 МПа.

Зная диаметр D₁малого шкива и отношение D₁/δ, определяем тол­щину ремня δ, округляя ее до ближайшего меньшего стандартного значе­ния. Дальнейший расчет кожаных и текстильных ремней сводится к оп­ределению ширины b ремня по формуле

(3.116)

где F_t — окружная сила;[k]— допускаемое полезное напряжение:

(3.117)

В этой формуле k₀ — приведенное полезное напряжение; C₀ — ко­эффициент, учитывающий тип передачи и ее расположение (для откры­тых горизонтальных передач и любых передач с автоматическим натяже нием ремня Со = 1; при угле наклона межосевой линии к горизонту более 60° С_о = 0,9...0,8, так как при больших углах наклона передачи вес ремня ухудшает его сцепление с нижним шкивом); С_а— коэффициент угла об­хвата малого шкива:

α₁⁰ -------------- 180 170 160 150

С_α -------------- 1,0 0,97 0,94 0,91

C_v — коэффициент влияния центробежных сил, зависящий от скоро­сти v ремня:

,m/c -------------- 1 10 20 30

C_v -------------- 1,04 1,0 0,88 0,68

С_р — коэффициент динамичности и режима работы (при односменной работе и характере нагрузки: спокойная С_р = 1, умеренные колебания С_р = 1,2, ударная С_р = 1,3; при двухсменной работе значения повышаются на 15%, при трехсменной — на 40%).

У резинотканевых ремней основную нагрузку несут тканевые прокладки, поэтому в качестве характеристики тяговой способности этих ремней принимается приведенная рабочая нагрузка q, при­ходящаяся на миллиметр ширины одной прокладки.

По стандарту для тканей из хлопчатобумажных и комбинированных нитей q = 3 Н/мм, для тканей из синтетических нитей q = 10...20 Н/мм в зависимости от сорта ткани.

Ширина b резинотканевых ремней определяется по формуле

 (3,118)

где F_t — окружная сила; i — количество прокладок в ремне; [q] — допускаемая рабочая нагрузка на миллиметр ширины прокладки:  (3.119)

(коэффициенты С выбирают такими же, как для кожаных и текстильных ремней).

Количество прокладок i в ремне определяется по табл.3.16 в зависимости от диаметра малого шкива и скорости ремня.

Таблица 3.16

Количество	Диаметр шкива, мм, для скорости ремня до, м/с
прокладок
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 и т. д. до 1200.

Для резинотканевых ремней сила F_o предварительного натяжения ремня определяется по формуле

 (3.120)

где q₀ — удельная сила предварительного натяжения, приходящаяся на единицу ширины одной прокладки (q₀ = 2 Н/мм при малом межосевом расстоянии; q₀ = 2,25 Н/мм при большом межосевом расстоянии; q₀ = 2,5 Н/мм при автоматическом натяжении).

В большинстве случаев резинотканевые ремни выпускают в рулонах, поэтому для сшивки концов длину ремня увеличивают против расчетной на 100—400 мм.

В качестве характеристики тяговой способности синтетических ремней принимается приведенная предельная окружная сила q (передаваемая единицей ширины ремня), которая устанавлива­ется в зависимости от выбранной толщины ремня δ и предварительного напряжения σ₀ (q = 2... 12 Н/мм, см. справочники).

Для синтетических ремней толщиной δ = 0,4... 1,2 мм отношение

(D_min / δ) ≈ 75.

Расчет синтетического ремня заключается в определении его шири­ны по формуле

 (3.121)

где F, — окружная сила, [q]— допускаемая удельная окружная сила:

 (3.122)

(коэффициенты С выбирают в соответствии с ранее приведенными рекомендациями).