Напряжения в ремне. Кривые скольжения. Допускаемая удельная окружная сила.

Напряжения в ремне. Кривые скольжения. Допускаемая удельная окружная сила.

Вследствие того, что при работе ременной передачи усилия в ветвях различны, то и напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (рис. 18.7).

 

В ремне возникают следующие напряжения.

1. Предварительное напряжение

При холостом ходе каждая ветвь натянута с силой , и испытывает деформацию осевого растяжения-сжатия, тогда

 

,

2. Полезное напряжение (удельная окружная сила)

 

или , где - напряжение ведущей ветви ;

- напряжение ведомой ветви .

Величиной оценивается тяговая способность ременной передачи 3. Напряжение изгиба .

,

Кривые скольжения

Тяговая способность ременной передачи обуславливается сцеплением ремня со шкивами.

Исследуя тяговую способность, строят графики - кривые скольжения и КПД (рис. 18.9); на базе этих графиков разработан метод расчета ременных передач.

При .

При , работа передачи становится неустойчивой, появляется частичное буксирование, КПД падает, ремень быстро изнашивается.

При - наступает полное буксирование, ведомый шкив останавливается, . Т. е. коэффициент тяги j надо принимать близким или равным , которому соответствует .

Значение устанавливается экспериментально, для каждого типа ремня. Т. е. критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги , величина которого определяет допускаемую окружную силу :

 

.

Допускаемая удельная окружная сила

Допускаемая приведенная удельная окружная сила в ремне определяется по формуле: .

Она зависит от типа ремня, его толщины, диаметра шкива , скорости ремня и предварительного напряжения . Значение получают в результате обработки многочисленных кривых скольжения.

Расчет ременной передачи ведут по допускаемой удельной окружной силе : , где - коэффициент угла обхвата; - скоростной коэффициент; - коэффициент нагрузки и режима работы; - коэффициент, учитывающий вид передачи и ее расположение.

КПД ременных передач. Учитывая потери при работе, КПД переда­чи определяют из выражения

(11)

где — относительные потери, связанные со скольжением на шкивах и вследствие упругости ремня; — относительные потери в опорах; — относительные потери от сопротивления воздуха (учитываются лишь при больших шкивах со спицами).

Если известная мощность на ведущем шкиве и мощность на ведо­мом (уменьшенная за счет потерь), то КПД передачи

(12)

для плоскоременной открытой передачи среднее значение КПД 0,96—0,98; для клиноременной передачи 0,95—0,96; для передачи с натяжным роли­ком 0,95.

 

Виды разрушения ремней. Расчет ременных передач по тяговой способности. Долговечность ремня.

Виды разрушения ремня

Усталостное разрушение

При изгибе ремня возникает внутреннее трение между слоями ремня, которое при циклическом изменении приводит к усталостному разрушению.

Перегрев ремня

Температура возникает в результате упругого скольжения и внутреннего трения. Перегрев отрицательно влияет на физико-механические свойства ремня и срок его службы.

Износ ремня

Возникает вследствие упругого скольжения и частичного буксирования.

Расчет по тяговой способности

Является основным и сводится к определению расчетной площади ремня , где F_t – передаваемая окружная сила; - допускаемая удельная окружная сила в ремне, полученная согласно кривым скольжения.

Долговечность ремня

Долговечность ремня определяется в основном его усталостной прочностью. Полное число пробегов ремня за весь срок работы передачи пропорционально числу пробегов в секунду ,

где v - скорость ремня, м/c; l - длина ремня, м; [ U ] - допускаемое число пробегов ремня, с^-1. Для плоскоременной передачи c^-1, для клиноременной передачи c^-1; U - число пробегов ремня в сек.

Приводные цепи

Приводная цепь - главный элемент цепной передачи, она состоит из соединенных шарнирами звеньев.

Основные типы приводных цепей:

· втулочная;

· роликовая;

· зубчатая.

Эти цепи стандартизированы и изготавливаются специализированными заводами.

Роликовые цепи - состоят из двух рядов наружных и внутренних пластин (рис. 19.2). В наружные пластины запрессованы валики, пропущенные через втулки. На втулки запрессованы внутренние пластины. Валики и втулки образуют шарниры. На втулки свободно надеты закаленные ролики. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который перекатывается по зубу и уменьшает его износ. Ролик выравнивает давление зуба на втулку и предохраняет ее от износа.

Рис. 19.2. Приводная роликовая однорядная цепь: 1 - соединительное звено; 2 – переходное звено

 

Роликовые цепи имеют широкое применение, рекомендуется при скоростях м/c.

Втулочные цепи. По конструкции аналогичны роликовым цепям, но не имеют роликов, что удешевляет и облегчает цепь, но увеличивает износ. Применяются при скоростях м/c в неответственных передачах.

В зависимости от передаваемой мощности бывают однорядными или многорядными с числом рядов .

Зубчатые цепи. Состоят из набора пластин зубообразной формы, шарнирно соединенных между собой. Зубчатые цепи по сравнению с другими работают более плавно, с меньшим шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку, тяжелее и дороже. Рекомендуются при м/c.

Звездочки

По конструкции отличаются от зубчатых колес лишь профилем зубьев, размеры и форма которых зависят от типа цепи

Для увеличения долговечности цепной передачи принимают по возможности бóльшее число зубьев меньшей звездочки. Но при очень большом числе зубьев даже у малоизношенной цепи в результате радиального сползания по профилю зубьев нарушается зацепление со звездочкой. Поэтому максимальное число зубьев большой звездочки ограничено:

· для втулочной цепи ;

· для роликовой ;

· для зубчатой .

Предпочтительно принимать нечетные числа зубьев звездочек, что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному ее износу.

Материал звездочек должен быть износостойким и хорошо сопротивляться ударным нагрузкам. Звездочки изготавливают из сталей 45, 40Х и др. с закалкой или из цементируемых сталей 15, 20Х и др.

§ 21.4. Передаточное число цепной передачи

Цепь за один оборот звездочки проходит путь ρζ, следова­тельно, скорость цепи (м/с)

где ρ — шаг цепи, м; Ζ\ и ζ₂— числа зубьев ведущей и ведомой звездочек; ω ι и — угловые скорости ведущей и ведомой звездо­чек, рад/с.

Из равенства скоростей цепи на звездочках передаточное число

' '

Передаточное число цепной передачи переменно в пределах поворота звездочки на один зуб, что практически заметно при малом числе z\. Непостоянство «и» (обычно в пределах 1...2 %) вызывает неравномерность хода передани и колебания цепи. Среднее передаточное число за оборот постоянно. Для цепных передач рекомендуется ы<7.

Силы в ветвях цепи

1. Окружная сила, передаваемая цепью

 

, где d - диаметр делительной окружности звездочки.

2. Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

 

, где q - вес 1 м цепи; a - межосевое расстояние; - коэффициент провисания, - для горизонтальных цепей, - для вертикальных, - для наклонных и горизонтальных до 40°.

3. Натяжение цепи от центробежных сил

 

.

 

4. Натяжение ведущей ветви цепи работающей передачи (рис. 4.41)

 

.

5. Нагрузка на валы

 

,

 

где - коэффициент нагрузки на вал, выбирается в зависимости от наклона линии центров звездочек к горизонту и характера нагрузки.

 

 

Натяжение цепей

По мере изнашивания и контактных обмятий шарниров цепь вытягивается, стрела провисания f ведомой ветви увеличивается, что вызывает захлестывание звездочки цепью. Для передач с углом наклона θ < 45° наклона к горизонту [ f ]<0,02 а; при θ > 45° [ f ] < 0,015 а, где а — межосевое расстояние. Поэтому цепные переда­чи, как правило, должны иметь возможность регулирования ее на­тяжения. Предварительное натяжение су­щественно в вертикальных передачах. В горизонтальных и наклонных передачах зацепление цепи со звездочками обеспе­чивается натяжением от собственной силы тяжести цепи, но стрела провисания цепи должна быть оптимальной в указанных выше пределах.

Регулирование натяжения цепи осуществляют устройствами, аналогичными применяемым для натяжения ремня, т.е. перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке — два звена цепи удаляют. Увеличение шага цепи вследствие износа в шарнирах не компенсируется ее натяжением. По мере изнашивания цепи шарниры располагаются все ближе к вершинам зубьев и возникает опасность соскакивания цепи со звездочек.

Регулирующие звездочки и ролики сле­дует по возможности устанавливать на ве­домой ветви цепи в местах ее наиболь­шего провисания. При невозможности установки на ведомой ветви их ставят на ведущей, но для уменьшения вибраций - с внутренней стороны, где они работают как оттяжные. В передачах с зубчатой цепью ПЗ-1 регулирующие звездочки могут работать только как оттяжные, а ролики как натяжные. Число зубьев регули­рующих звездочек выбирают равным числу малой рабочей звездочки или большим. При этом в зацеплении с регулирую­щей звездочкой должно быть не меньше трех звеньев цепи. Перемещение регули­рующих звездочек и роликов в цепных передачах аналогично таковому в ремен­ных передачах и осуществляется грузом, пружиной или винтом. Наибольшее рас­пространение имеет конструкция звездочки с эксцентрической осью, поджимаемой спи­ральной пружиной.

Известно успешное применение цепных передач роликовыми цепями повышенного качества в закрытых картерах при хоро­шем смазывании с неподвижными осями звездочек без специальных натяжных устройств.

Смазывание

Смазывание цепи оказывает решающее влияние на ее долговечность.

Для ответственных силовых передач следует по возможности применять непре­рывное картерное смазывание видов:

а) окунанием цепи в масляную ванну, причем погружение цепи в масло в самой глубокой точке не должно превышать ширины пластины; применяют до ско­рости цепи 10 м/с во избежание недопустимого взбалтывания масла;

б) разбрызгивание с помощью спе­циальных разбрызгивающих выступов или колец и отражающих щитков, по которым масло стекает на цепь, применяют при скорости 6...12 м/с в случаях, когда уро­вень масла в ванне не может быть поднят до расположения цепи;

в) циркуляционное струйное смазыва­ние от насоса, наиболее совершенный способ, применяют для мощных быстро­ходных передач;

г) циркуляционное центробежное с по­дачей масла через каналы в валах и звездочках непосредственно на цепь; при­меняют при стесненных габаритах пере­дачи, например, в транспортных машинах;

д) циркуляционное смазывание распы­лением капель масла в струе воздуха под давлением; применяют при скорости более 12 м/с.

В среднескоростных передачах, не имею­щих герметичных картеров, можно при­менять пластичное внутришарнирное или капельное смазывание. Пластичное внут­ришарнирное смазывание осуществляют периодическим, через 120...180 ч, погруже­нием цепи в масло, нагретое до темпе­ратуры, обеспечивающей его разжижение. Пластичный смазочный материал применим при скорости цепи до 4 м/с, а капельное смазывание - до 6 м/с.

В передачах с цепями крупных шагов предельные скорости для каждого способа смазывания несколько ниже.

При периодической работе и низких скоростях движения цепи допустимо периодическое смазывание с помощью ручной масленки (через каждые 6...8 ч). Масло подается на нижнюю ветвь у входа в зацепление со звездочкой.

При капельном ручном, а также струй­ном смазывании от насоса необходимо обеспечивать распределение смазочного материала по всей ширине цепи и попада­ние его между пластинами для смазы­вания шарниров. Подводить смазку пред­почтительно на внутреннюю поверхность цепи, Откуда под действием центробеж­ной силы она лучше подается к шарнирам.

В зависимости от нагрузки для смазы­вания цепных передач применяют масла индустриальные И-Г-А-46...И-Г-А-68, а при малых нагрузках Н-Г-А-32.

За рубежом начали выпускать для ра­боты при легких режимах цепи, не требующие смазывания, трущиеся поверх­ности которых покрыты самосмазывающимися антифрикционными материалами.

КПД передачи

зависит от следующих потерь: на трение в шарни­рах (и между пластинами смежных звеньев), на трение в подшипниках и потери на взбалтывание (разбрызгивание) масла.

Для повышения КПД цепной передачи желательно улучшить условия смазывания шарниров и подшипников. Это снизит потери и повысит кпд. Средние значения КПД при передаче полной расчетной.мощности достаточно точно изготовленных и хорошо смазывае­мых передач составляют 0,96...0,98.

Классификация валов и осей

По назначению валы делят на валы передач (на них устанавливают де­тали передач) и коренные валы (на них устанавливают дополнительно еще и рабочие органы машины).

Форма валов и осей разнообразна и зависит от выполняе­мых ими функций. Иногда, валы изготавливаются совместно с другими деталями, например, шестернями, кривошипами, эксцентриками.

По геометрической форме валы делят на: прямые (см. рис. 1); криво­шипные (рис.4, а); коленчатые (рис.4, б); гибкие (рис.4, в); телеско­пические (рис.4, г); карданные (рис.4, д). Кривошипные и коленчатые валы используют для преобразования возвратно-поступательного движения во вращательное (поршневые двигатели) или наоборот (компрессоры); гиб­кие — для передачи вращающего момента между узлами машин, меняю­щими свое положение в работе (строительные механизмы, зубоврачебные машины и т. п.); телескопические — при необходимости осевого переме­щения одного вала относительно другого.

Поконструктивным признакам: гладкие валы и оси (см. рис.2); ступенчатые валы и оси (см. рис.1); валы-шестерни; валы-червяки.

Для осевого фиксирования деталей на валу или оси используются уступы, буртики, конические участки, стопорные кольца, распорные втулки, которые могут монтироваться в одном комплекте с другими деталями.

Наиболее удобны для сборки узлов ступенчатые валы: уступы предохраняют детали от осевого смещения и фиксируют их положения при сборке, обеспечивают свободное продвижение детали по валу до места ее посадки. Желательно, чтобы высота уступов допускала разборку узла без вынимания шпонок из вала. Диаметры посадочных участков должны быть выполнены по ГОСТ 6636-69, поскольку на эти диаметры существуют калибры массового производства.

Для обеспечения необходимого вращения деталей вместе с осью или валом применяют шпонки, шлицы, штифты, профильные участки валов и посадки с натягом.

По типу сечения валы и оси бывают; сплошные (см. рис.2, а); полые (см. рис.2, б);комбинированные (рис.4, г). Применение полых валов приводит к существенному снижению массы и повышению жесткости вала при той же прочности, но изготовление полых валов сложнее сплошных. Полыми валы изготовляют и в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло.

Участки 1 осей и валов (рис.5), которыми они опираются на подшипники при восприятии осевых нагрузок, называют пятами. Опорами для пят служат подпятники 2. Посадочные поверхности валов и осей под ступицы насаживаемых деталей называют цапфами и выполняют цилиндриче­скими, коническими или шаровыми (рис.6).При этом принято называть промежуточные цапфы шейками, концевые — шипами.Широкое распространение в маши­ностроении получили цилиндрические цапфы; конические и шаровые цап­фы применяют редко. Торцы валов и осей делают с фасками, т. е. слегка обтачивают их на конце (см. рис. 7, а, г). Посадочные поверхности валов и осей обрабаты­вают на токарных и шлифовальных станках.

Заплечики валов и осей препятствуют сдвигом лишь в одном направлении. В случае возможного осевого смещения в противоположную сторону для его исключения применяют гайки, штифты, стопорные винты и т. д. Концы валов для установки муфт, шкивов и других деталей, передающих вращающие моменты, выполняют цилиндрическими или коническими, а их размеры стандартизованы. Для установки шпонок вал снабжают пазом.

Выбор типа подшипника

Выбор типа подшипника зависит от его назначения, направления и величины нагрузки, угловой скорости, режима работы, стоимости подшипника и особенностей монтажа.

При выборе типа подшипника рекомендуется вначале рассмотреть возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников, как наиболее дешевых и простых в эксплуатации. Выбор других типов должен быть строго обоснован.

Для малых нагрузок и больших скоростей вращения принимают шариковые однорядные подшипники легких серий. Подшипники более тяжелых серий обладают большей грузоподъемностью, но допускаемая угловая скорость их меньше. При одновременном действии радиальной и осевой нагрузок выясняют, достаточно ли одного подшипника или необходимо, чтобы каждая из нагрузок воспринималась отдельными подшипниками.

При ударных или переменных нагрузках с большой кратковременной пиковой нагрузкой предпочтительны двухрядные роликовые подшипники. Следует иметь в виду, что шариковые подшипники менее требовательны к смазке, чем роликовые.

Напряжения в ремне. Кривые скольжения. Допускаемая удельная окружная сила.

Вследствие того, что при работе ременной передачи усилия в ветвях различны, то и напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (рис. 18.7).

 

В ремне возникают следующие напряжения.

1. Предварительное напряжение

При холостом ходе каждая ветвь натянута с силой , и испытывает деформацию осевого растяжения-сжатия, тогда

 

,

2. Полезное напряжение (удельная окружная сила)

 

или , где - напряжение ведущей ветви ;

- напряжение ведомой ветви .

Величиной оценивается тяговая способность ременной передачи 3. Напряжение изгиба .

,

Кривые скольжения

Тяговая способность ременной передачи обуславливается сцеплением ремня со шкивами.

Исследуя тяговую способность, строят графики - кривые скольжения и КПД (рис. 18.9); на базе этих графиков разработан метод расчета ременных передач.

При .

При , работа передачи становится неустойчивой, появляется частичное буксирование, КПД падает, ремень быстро изнашивается.

При - наступает полное буксирование, ведомый шкив останавливается, . Т. е. коэффициент тяги j надо принимать близким или равным , которому соответствует .

Значение устанавливается экспериментально, для каждого типа ремня. Т. е. критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги , величина которого определяет допускаемую окружную силу :

 

.