Основы расчёта деталей и узлов транспортных машин

Определение силы, действующей на вал ременной передачи

Силы натяжения ветвей ремня (за исключением Fυ) передаются на вал и опоры (рис. 4.5).

Рис. 4.5. Схема определения силы, действующей на вал ременной передачи

Сила, действующая на вал:

Обычно Fr > Ft в 2 … 3 раза (то есть вал нагружен сильно), и это относится к недостаткам ременной передачи (в зубчатой передаче Fr ≈ Ft).

Напряжения, действующие в ременной передаче

Напряжения в ветвях ремня складываются изследующих напряжений:

или в соответствии с формулой Эйлера

92

υ2

Рис. 4.8. Схема эталонной передачи

Тип и материал ремня у эталонной и реальной передач одни и те же, но эталонная передача имеет следующие параметры (рис 4.8):

1)расположена горизонтально;

2)u = 1;

3)α = 180°;

4)υ = 10 м/с;

5)нагрузка спокойная и постоянная T = const. Коэффициент проскальзывания ε вычисляют

Нагрузку передачи выражают через коэффициент тяги

Коэффициент тяги позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня F0 используется для передачи полезной нагрузки Ft, т.е. характеризует степень загруженности передачи.

95

Как видно из рисунка 4.9: на участке от 0 до ϕ0 наблюдается только упру-

гое скольжение (где ϕ0 – оптимальный режим работы ременной передачи), на участке ϕ0 и ϕmax – как упругое скольжение, так и буксование, а при ϕ0 > ϕmax

– полное буксование.

Рабочую нагрузку рекомендуют выбирать вблизи оптимального значе-

ния ϕ0 и слева от нее. Этому значению соответствует также и максимальный КПД.

Работу в зоне буксования допускают только при кратковременных перегрузках, например при пуске, т.к. в этой зоне КПД резко снижается вследствие потерь на скольжение ремня, а ремень быстро изнашивается.

Определив по кривым скольжения ϕ0, находят полезное допускаемое напряжение для используемой передачи (см. ф. 4.23)

96

Переход от значений [σt]0 для эталонной передачи к допускаемым полез-

ным напряжениям проектируемой реальной передачи [σt] производят с помощью корректирующих коэффициентов

Сα – коэффициент угла обхвата; корректирует тяговую способность в зависимости от угла обхвата α меньшего шкива;

Сυ – скоростной коэффициент; учитывает уменьшение прижатия ремня к шкиву под действием центробежных сил, то есть учитывает окружную скорость ремня.;

Сp – коэффициент режима нагрузки; учитывает изменение нагрузки и ее влияние на долговечность ремня;

Сo – коэффициент, учитывающий ориентирование передачи в пространстве, а также тип натяжного устройства.

Данная формула является общей для всех типов передач.

Оценка долговечности ременной передачи (обеспечение долговечности ременной передачи)

Косвенно долговечность ремня оценивается по числу пробегов ремня в единицу времени:

Пример: ϑ = 1 с–1 – в 1 секунду число пробегов равно 1, т.е. ремень изо-

гнется на шкивах 2 раза; ϑ = 5 с–1 – в 1 секунду ремень изогнется 10 раз, т.е.

чем больше значение ϑ, тем меньше долговечность ремня. Поэтому вводятся ограничения на число пробегов ремня:

Допускаемые значения ϑ косвенно ограничивают минимальную длину ремня или межосевое расстояние. Снижение долговечности при увеличении частоты пробегов связано не только с усталостью при изгибе, но и с термостойкостью ремня, т.к. перегрев ремня приводит к снижению прочности.

Порядок расчета плоскоременной передачи

Расчет базируется на рассмотренной выше общей теории ременных передач.

1.Выбирается тип ремня и материал ремня.

2.Определяется диаметр ведущего шкива по формуле М.А. Саверина

D1 = (1100...1300) 3 P1 ,

n1

где P1 – мощность передачи, кВт, а n1 – частота вращения ведущего вала передачи, об/мин.

Диаметр ведомого шкива:

D2 = D1u(1 - e),

где ε = 0,01 – задают для нормального режима работы.

3. Определяют действительное число оборотов ведомого вала

n2 = D1n1 (1 - e). D2

4. Определяют окружную скорость ремня, м/с

u = pD1n1 .

60 ×1000

5. Оопределяют минимальное межосевое расстояние, мм

amin = (1,5...2)(D1 + D2 ) .

6. Вычисляют геометрическую длину ремня (полная длина ремня)

7. Оценивают долговечность работы передачи по числу пробегов по ф. (4.26) и ф. (4.27)

98

8. Вычисляют угол обхвата на малом шкиве

a1 =180° - D2 - D1 × 57° , a

где a1 – регламентируется, т.е. a1 ³ [a1] = 150°.

9. Для выбранного материала ремня определяют отношение d/D1 (для

прорезиненных ремней d = 1 ). Определяют допускаемое полезное на-

D1 40

пряжение эталонной передачи [st]0 (по справочной литературе). А затем по ф. (4.25) вычисляют допускаемое полезное напряжение передачи [st]. 10.Определяют окружную силу, Н

1000P Ft = u1 1 .

11.Определяют геометрические размеры поперечного сечения ремня

12.Определяют силу, действующую на вал по ф. (4.15).

Некоторые особенности клиноременных передач

В этой передаче ремень имеет клиновую форму поперечного сечения и располагается в соответствующих канавках шкива.

При этом рабочими являются боковые поверхности ремня. Расчетным диаметром шкива Dp является диаметр окружности расположения центров тяжести поперечных сечений ремня (или нейтрального слоя при изгибе).

Применение клинового ремня позволяет увеличить тяговую способность путем повышения трения.

Пусть под действием натяжения элемент ремня длинною dl прижимается к шкиву с силой dR. Тогда на боковых гранях ремня возникает нормальное усилие dFn/2. Из условия равновесия сил на вертикальную ось

d R = 2 d Fn sin j отсюда d Fn = d Rj .

sin

2

99

При этом сила трения в клиноременной передаче (рис. 4.10)

приведенный к данной схеме коэффициент трения.

Рис. 4.10. Схема расположения клинового ремняна шкив

В тоже время для плоскоременной передачи d R = d Fn (рис. 4.11), следова-

тельно, сила трения для плоскоременной передачи d Fтрпл = d Fn × f = d R × f .

dR

dFn

Рис. 4.11. Схема расположения плоского ремняна шкив

Для стандартных ремней угол клина φ принимают порядка 40°, поэтому

таким образом, клиновая форма ремня увеличивает сцепление со шкивом примерно в 3 раза.

Значительное увеличение трения позволяет сохранить нагрузочную способность клиноременной передачи при значительно меньших углах обхва-

та α1 (то есть меньшем межосевом расстоянии а) по сравнению с плоскоременной передачей.

100