базовое число циклов 107 и за предел выносливости (предел усталости) напряжение σу (= 9 для клиновых ремней, ≈ 6 для плоских ремней), найдем срок службы ремней (их долговечность):

где введены коэффициент передаточного числа Сu и коэффициент нагрузки СН (при постоянной нагрузке СН = 1).

21.4 Расчет клиноременной передачи

Стандартное сечение ремня и стандартный диаметр ведущего шкива D1 (рис. 20.1–20.2) выбираются в зависимости от момента полезного сопротивления Т2 на ведомом шкиве. Его диаметр (предварительное значение) получается умножением диаметра D1 на передаточное число (20.2):

D2′ = D1u;

после этого принимается по стандарту. Межосевое расстояние дается рекомендацией (20.13), длина ремня – формулой (20.5).

Скорость ремня (20.1)

V =ω1 D21 ;

число пробегов (21.11) не должно превышать допускаемое [ν]=20с-1. Полезная нагрузка (20.9)

Ft = 2T1 , D1

полезное напряжение

σF = FAt ,

где площадь сечения, возможно, нескольких ремней А = А0z (А0 – площадь сечения одного ремня).

Составляя условие тяговой способности

σF ≤[σF ],

или

найдем требуемое число ремней:

где [σF] – допускаемое полезное напряжение. Заметим, число (21.13) не должно превышать 6; в противном случае ремни окажутся нагруженными неравномерно – одни будут перегружены, другие – недогружены.

143

21.5 Допускаемое полезное напряжение

Допускаемое полезное напряжение [σF]0 в стандартных условиях (угол обхвата (20.4) равен 180°, скорость ремня (20.1) равна 10 м/с, рабочая нагрузка постоянная) определяется напряжением (21.8) предварительного натяжения σ0 (рекомендуется σ0 = 1,2МПа, при больших напряжениях снижается долговечность ремня), сечением ремня и диаметром ведущего шкива D1. Действительно, с ростом отношения D1 / h (h – толщина ремня) снижаются “вредные” напряжения изгиба ремня (21.4), как следствие, допускаемое полезное напряжение может быть повышено.

Отклонение реальных условий от стандартных учитывается коэффициентом угла обхвата (20.4) Сα, скоростным коэффициентом СV и коэффициентом режима нагрузки Ср: допускаемое полезное напряжение в условии тяговой способности (21.12)

[σF ]=[σF ]0 Cα CV CP.

21.6 Силы, действующие на валы ременной передачи

Сила давления на вал ведущего шкива (рис. 21.4) – равнодействующая натяжений S1 и S2 (21.5) на рисунке 20.5, перенесенных на ось вала О1. Проектируя векторную сумму

Q = S1 + S2

на прямую О1О2, получим проекцию равнодействующей:

Qcosγ = S1 cos β2 + S2 cos β2 ,

Qcosγ =[(S0 + 12 F) + (S0 − 12 F)]cos β2 ,

что дает равнодействующую

при обычно малом угле γ силы Q считаем направленными вдоль прямой О1О2

(рис. 21.4).

Предварительное натяжение ремня в формуле (21.14) – см. формулы (21.6),

(21.7), (21.8) –

S0 =σ0 A =σ0 A0 z.

Рисунок 21.4 – Силы, действующие на валы передачи

144

Лекция 22. Цепная передача

В отличие от ременных передач, использующих трение между ремнем и шкивами, цепные передачи работают на основе зацепления цепи со звездочками (рис. 22.1). Цепи стальные, их прочность намного выше прочности ремней. Оба обстоятельства определяют передачу значительно больших нагрузок, но все-таки меньших, чем те, что передаются зубчатыми колесами.

Рисунок 22.1 – Цепная передача: d1 и d2 – делительные диаметры, Р – шаг цепи

Цепь не проскальзывает по звездочкам, поэтому способна работать на кратковременных перегрузках без буксования, среднее за оборот передаточное отношение неизменно.

Достаточные углы обхвата (20.4) в ременных передачах получаются при достаточно больших межосевых расстояниях и невысоких передаточных числах. Угол обхвата в цепных передачах не столь важен, они надежно работают, обеспечивая высокие передаточные отношения при сравнительно малых межосевых расстояниях.

Однако ремень огибает шкивы по окружностям – передача работает плавно и бесшумно; цепь огибает звездочки, соприкасаясь своими звеньями со сторонами многоугольников – с этим связаны шум, производимый передачей, дополнительные динамические нагрузки, износ шарниров цепи.

22.1 Конструкция втулочно-роликовой цепи и звездочек

Шарнир втулочно-роликовой цепи образован валиком 1 (рис. 22.2), впрессованным в две пластины внешнего звена 2 и свободно вращающимся во втулке 3, впрессованной в две пластины внутреннего звена 4. Ролик 5 заменяет трение скольжения в контакте с зубьями звездочек на значительно меньшее трение качения. Шаг цепи Р – расстояние между осями соседних валиков.

145

Рисунок 22.2 – Конструкция звена втулочно-роликовой цепи

Рисунок 22.3 – Звездочка цепной передачи

На рисунке 22.3 изображена звездочка цепной передачи. Центры шарниров цепи располагаются на ее делительной окружности. Решая треугольник, заштрихованный на рисунке, найдем связь

где z – число зубьев звездочки. Делительный диаметр ее

пропорционален (в приближении) числу z.

22.2 Передаточное число

Если считать в первом приближении, что цепь огибает звездочки по делительным окружностям, окружные скорости звездочек (рис. 22.1)

где V – скорость цепи. Передаточное отношение

i = ω1 ≈ d2

ω2 d1

146