Напряжения в ремне

Наибольшие напряжения действуют в ведущей ветви ремня (рис 11.7):

1. ,

где - полезное напряжение;- напряжение от предварительного натяжения;- площадь поперечного сечения ремня;

2. - напряжение от центробежных сил;

3. _и- изгибные напряжения, возникают в той части ремня, которая огибает шкив.

Согласно закону Гука изгибные напряжения определяются в виде

_и = E.

Здесь E– модуль упругости материала ремня;

- относительное удлинение нагруженных волокон ремня при чистом изгибе,

где y– расстояние от нейтрального слоя, r– радиус кривизны нейтрального слоя.

Для ремня, огибающего шкив ,,, тогда

.

Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набегания ремня на малый шкив .

Э

Рис.11.7

пюра распределения напряжений по длине ремня имеет вид, показанный на рис. 11.7.

Критерии работоспособности ременных передач

Основные критерии работоспособности:

1. тяговая способность;

2. прочность;

3. усталостная долговечность.

Виды разрушений ремня:

1. буксование ремня сопровождается разогревом и износом;

2. усталостное разрушение ремня – разрыв за счет накопления усталости;

3. статическое разрушение – разрыв ремня.

Согласно формулам Эйлера, необходимое натяжение ремня

, отсюда .

Отношение называется коэффициентом тяги, тогда- критический коэффициент тяги.

Если  =₀, то ремень начинает буксовать. Это выражение теоретическое, а на практике ₀ определяют опытным путем. Так как  и  ~ F_t, то  ~ .

Рис. 11.8

I- зона упругого скольжения;

II - зона частичного буксования;

III– зона полного буксования.

В настоящее время работоспособность ременной передачи характеризуют кривыми скольжения = f()и КПД = f() (рис.11.8). Также кривые являются результатом испытаний ремней различных типов. По оси ординат отложено относительное скольжение и КПД, а по оси абсцисс – нагрузка передачи, которую выражают через коэффициент тяги. На начальном участке кривой скольжения от0 до₀наблюдается только упругое скольжение. Дальнейшее увеличение нагрузки приводит к частичному, а затем и полному буксованию. Рабочую нагрузку рекомендуется выбирать вблизи критического значения₀слева от него. Этому значению соответствует и максимальное значение =0,96…0,97. Долговечность ремня зависит не только от величины напряжений, но и от характера и частоты цикла изменения этих напряжений.

Из рис.11.9 видно, что напряжения в ремне изменяются по пульсирующему знакопеременному циклу, что приводит к усталостному разрушению ремня. Частота цикла напряжений равна частоте пробегов ремня:

,

где V– окружная скорость,l – длина ремня.

Чем выше частота _П, тем меньше долговечность ремня, поэтому введены ограничения на частоту пробегов ремня_П=3…5для плоских ремней и_П=10…20для клиновидных ремней. Кроме того с увеличением_Пувеличивается температура ремня. Это также приводит к снижению прочности.

Рис. 11.9

Лекция №12 Валы и оси

Все детали, совершающие вращательное движение, вращаются вокруг некоторых геометрических осей. На практике эти геометрические оси воплощаются в реальные детали – валы и оси.

Оси предназначены для поддержания вращающихся деталей и обеспечения их геометрической оси вращения. Они могут быть как вращающимися, так и неподвижными и воспринимают только напряжение изгиба.

Валы, в отличие от осей, предназначены, кроме перечисленных функций, и для передачи крутящих моментов от одной детали к другой и испытывают напряжения изгиба и кручения. Валы и оси вращаются относительно опор, называемых подшипниками. Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах оси.

По конструкции различают валы и оси, гладкие и фасонные. По виду поперечного сечения валы и оси могут быть сплошными и полыми. Применение пустотелых валов позволяет существенно снизить их вес при сохранении равной прочности и жесткости вала.

Изучить самостоятельно: конструкции осей и валов; материалы для изготовления осей и валов.