Расчет ременной передачи по тяговой способности, кпд передачи

Тяговая способность повышается с увеличением угла охвата a1, коэффициента трения f ремня на шкиве, силы начального натяжения F0 и уменьшается с ростом скорости ремня vl из-за действия центробежных сил, отрывающих ремень от шкива. Однако с ростом силы F0 нагрузка на валы возрастает, а долговечность ремня уменьшается. Это ограничивает предельное значение силы F0

Расчет на тяговую способность основан на использовании кривых скольжения (рис. 14.8), которые строят в координатах коэффициент тяги — относительное скольжение. Коэффициент тяги

Он характеризует уровень нагруженности передачи вращающим моментом и не зависит от ее размеров. Отсюда можно определить напряжения в ремне от окружной силы

Рис. 14.8. Кривые скольжения и КПД

Относительное скольжение находят из формулы (14.9):

Кривые скольжения получают экспериментально: при постоянных F0 и V1 постепенно повышают полезную нагрузку — окружную силу на шкивах Ft и измеряют относительное скольжение. Испытания ременных передач проводят при типовых условиях: V1 = 10 м/с, a1 = 180°. До некоторого критического значения коэффициента тяги кривая скольжения имеет прямолинейный характер, так как скольжение вызывается упругими деформациями ремня, которые пропорциональны коэффициенту тяги.

При дальнейшем росте нагрузки кроме упругого скольжения возникает дополнительное проскальзывание и суммарное скольжение возрастает быстрее, чем нагрузка. Затем кривая скольжения резко поднимается вверх, и при предельном значении коэффициента тяги наступает полное буксование, т. е. шкив вращается при неподвижном ремне. При этом величина угла достигает значения угла охвата a1

При работе передачи возникают потери: на упругий гистерезис; на скольжение ремня по шкивам в окружном направлении; на преодоление аэродинамических сопротивлений; на трение в подшипниках. В клиноременной передаче из-за значительной высоты профиля добавляются потери на радиальное скольжение и на поперечное сжатие ремня в канавке. Наибольшая доля потерь приходится на гистерезис при изгибе, особенно для клино-ременных передач. Потери при изгибе и аэродинамические не зависят от нагрузки на передачу, поэтому КПД передачи при малых нагрузках низок. КПД достигает максимума при критическом коэффициенте тяги, (рис. 14.8), затем начинает уменьшаться в связи с потерями на буксование. Кривую изменения КПД получают экспериментально.

Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременной передачи лежит в зоне критического коэффициента тяги, где КПД наибольший. При меньших нагрузках возможности передачи используются не полностью. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня, потерями энергии в передаче и снижением скорости на ведомом шкиве. Средние значения, полученные из испытаний при типовых режимах, для клиновых ремней составляет примерно 0,7, для плоских синтетических — 0,5, для прорезиненных — 0,6. Оптимальные значения окружной силы и передаваемой мощности находят по формулам

 

Расчет долговечности ремня

Ремень испытывает переменные циклические напряжения (см. рис. 14.7), приводящие к усталостным повреждениям ремня и выходу его из строя. Уравнение кривой усталости Велера для ремней приближенно имеет вид

где т и С — постоянные, определяемые экспериментально; — максимальные нормальные напряжения в ремне; NE — эквивалентное число циклов нагружения за срок службы ремня:

здесь zш — число шкивов в передаче; Lh — ресурс ремня, ч; - — коэффициент, учитывающий разную деформацию изгиба ремня на меньшем и большем шкивах; L — длина ремня, м. При передаточном отношении u =11 = 1, с увеличением передаточного отношения влияние изгиба на большем шкиве уменьшается, а - увеличивается. Расчет ремней на долговечность требует накопления экспериментальных данных о параметрах кривых усталости, в связи с чем в настоящее время этот расчет пока применяют не для всех типов передач.

Ведущая ветвь цепи в процессе работы испытывает постоянную нагрузку F1, соcтоящую из полезной силы F и натяжения ведомой ветви F2:

F1=F+F2

Натяжение ведомой ветви с заведомым запасом обычно принимают F2=Fq+Fц где Fq — натяжение от действия силы тяжести; Fц — натяжение от действия центробежных нагрузок на звенья цепи.

Натяжение Fq(Н) определяется приближенно, как для абсолютно гибкой нерастяжимой нити:

Fq=ql2/(8f)g cos(

где q — масса одного метра цепи, кг; l — расстояние между точками подвеса цепи, м; f — стрела провеса, м; g — ускорение свободного падения, м/с2; (— угол наклона к горизонту линии, соединяющей точки подвеса цепи, который приближенно принимают равным углу наклона передачи. Принимая l равным межосевому расстоянию а и f=0,02а, получаем упрощенную зависимость

Fq=60qa cos((10q

Натяжение цепи от центробежных нагрузок Fц(Н) для цепных передач определяют по аналогии с ременными передачами, т. е.

Fц=qv2,

где v — скорость движения цепи, м/с.

Центробежная сила, действующая по всему контуру цепи, вызывает дополнительный износ шарниров. Расчетная нагрузка на валы цепной передачи несколько больше полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от массы. Ее принимают RmF. При горизонтальной передаче принимают Rm = 1,15, при вертикальной Rm=1,05. Цепные передачи всех типов проверяют на прочность по значениям разрушающей нагрузки Fразр (см. табл. 12.1) и натяжению наиболее нагруженной ветви F1max, определяя условную величину коэффициента запаса прочности

K=Fразр/F1max,

Где F1max=F+Fq+Fц+Fд (определение Fд см. § 12.7).

Если значение коэффициента запаса прочности К>5...6, то полагают, что цепь удовлетворяет условиям статической прочности.

 

Клиноременная передача

В клиноременной передаче гибкая связь осуществляется приводным ремнем трапецевидного сечения с углом профи­ля? равном 40° (в недеформированном состоянии). По сравнению с плоским ремнем клиновидный ремень передает большие тяговые усилия, но передача с таким ремнем имеет пониженный КПД.

Клиноременные передачи целесообразно использовать при больших передаточных отношениях, малых межосевых расстояниях и вертикальном расположении осей валов. Скорость ремней клиноременной передачи не должна превышать 30 м/с. В противном случае клиновидные ремни будут вибрировать.

Клиновидные ремни для приводов общего назначения стандартизированы ГОСТ 1284.1-89.

При монтаже клиноременной передачи особое внимание обращают на правильность III установки клиновидного ремня в канавке обода шкива (рис. 185).

Зубчато-ременная передача

Зубчатые ремни выполняют бесконечными плоскими с выступами на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах (рис. 14.10). Достоинства передач: относительно малые габариты, постоянство передаточного числа, высокий КПД, малые силы, действующие на валы. Их применяют при высоких скоростях (до 50м/с), передаточных числах до 12, мощностях до 100 кВт. Недостаток передач — привод не защищен от перегрузок за счет проскальзывания ремня.

Ремни изготовляют двух видов: литьевые (длиной до 800 мм) или сборочные из армированного металлотросом или стеклокордом неопрена или полиуретана. Зубья ремня выполняют с трапецеидальным или полукруглым профилем (рис. 14.10, б). Полукруглый профиль обеспечивает более равномерное распределение напряжений в ремне, возможность повышения нагрузок на 40 %, более плавный вход зубьев в зацепление.

Основной геометрический параметр передачи — модуль, где Р— шаг ремня. Для ремней с трапецеидальным зубом нормализованы модули в диапазоне от 1 до 10 мм, ремни с полукруглыми зубьями выпускают с модулем 3,4 и 5 мм.

Число зубьев меньшего шкива принимают от 10 до 26 в зависимости от частоты вращения шкива и модуля. Число зубьев большего шкива

(14.36) где передаточное отношение u = n1 / n2

Предварительное значение длины ремня при заданном межосевом расстоянии а определяют по зависимости (14.4). Число зубьев ремня

Полученное значение zp округляют до ближайшего нормализованного и определяют окончательное значение длины ремня.

Межосевое расстояние уточняют по (14.5). Основной критерий расчета передачи — усталостная прочность зубьев ремня. Модуль ремня определяют по формуле

Полученное значение модуля округляют до нормализованного. Ширина ремня, мм,

где расчетная сила, передаваемая ремнем, Н; — скорость ремня, м/с;— число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом; a1 — угол охвата ремнем малого шкива, град; h — высота зуба ремня, мм; Сн — коэффициент, учитывающий наличие натяжного или направляющего ролика; — коэффициент неравномерности распределения окружной силы между зубьями из-за ошибок изготовления по шагу, обычно = 1,1... 1,2; [р] — допустимое среднее давление МПа, на зубьях ремня.

 

65. Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Применяют также цепные передачи с несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения.

Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи.

Цепные передачи могут выполняться в широком диапазоне параметров.

Широко используют цепные передачи в сельскохозяйственных и подьемно-транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях. Цепные передачи применяют:

а) при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения;

б) при жестких требованиях к габаритам или

в) при необходимости работы без проскальзывания (препятствующего применению клиноременных передач).

Кроме цепных приводов, в машиностроении применяют цепные устройства, т. е. цепные передачи с рабочими органами (ковшами, скребками) в транспортерах, элеваторах, экскаваторах и других машинах.

К достоинствам цепных передач относят: 1) возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний; 2) меньшие, чем у ременных передач, габариты; 3) отсутствие скольжения; 4) высокий КПД; 5) малые силы, действующие на валы, так как нет необходимости в большом начальном натяжении; 6) возможность легкой замены цепи; 7) возможность передачи движения нескольким звездочкам.

Вместе с тем цепные передачи не лишены недостатков:

1) они работают в условиях отсутствия жидкостного трения в шарнирах и, следовательно, с неизбежным их износом, существенным при плохом смазывании и попадании пыли и грязи; износ шарниров приводит к увеличению шага звеньев и длины цепи, что вызывает необходимость применения натяжных устройств;

2) они требуют более высокой точности установки валов, чем клиноременные передачи, и более сложного ухода — смазывания, регулировки;

3) передачи требуют установки в картерах;

4) скорость движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек, не постоянна, что вызывает колебания передаточного отношения, хотя эти колебания небольшие (см. § 7).

Достоинства цепных передач

1. Передача движения зацеплением, а не трением позволяет передавать большие мощности, чем с помощью ремня;2. Практически не требуется натяжение цепи, следовательно, уменьшается нагрузка на валы и опоры;3. Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения 4. Цепи могут устойчиво работать при меньших межосевых расстояниях и обеспечить большее передаточное отношение, чем ремённая передача 5. Цепные передачи хорошо работают в условиях частых пусков и торможений; 6. Цепные передачи имеют высокий КПД.

Недостатки цепных передач

1. Износ цепи при недостаточной смазке и плохой защите от грязи;2. Сложный уход за передачей;3. Повышенная вибрация и шум; 4. По сравнению с зубчатыми передачами повышенная неравномерность движения; 5. Удлинение цепи в результате износа шарниров и сход цепи со звёздочек.

8.4. Классификация цепей

Главный элемент цепной передачи – приводная цепь, которая состоит из соединенных шарнирами звеньев.

Основными типами приводных цепей являются втулочные, роликовые и зубчатые, которые стандартизованы и изготовляются специализированными заводами.

В зависимости от передаваемой мощности втулочные и роликовые цепи изготовляют однорядными и многорядными с числом рядов 2…4.

Роликовые цепи рис.2.7.2 состоят из двух рядов наружных и внутренних пластин. В наружные пластины запрессованы валики, пропущенные через втулки, на которые 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. Кроме того, ролик выравнивает давление зуба на втулку и предохраняет ее от изнашивания. Роликовые цепи имеют широкое распространение.

 

66. Геометрические соотношения и передаточное число цепной передачи

1) шаг «р» цепи является основным параметром цепной передачи. Он принимается по ГОСТу. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи. Но при этом сильней удар звена о зуб в период набегания на звездочку, меньше плавность, бесшумность и долговечность передачи. При больших скоростях применяют цепи с малым шагом.

2) оптимальное межосевое расстояние принимают из условия долговечности цепи:

3) длина цепи (2.7.1),

ее измеряют числом шагов или звеньев. Для нормальной работы передачи ведомая ветвь должна иметь небольшое провисание, для чего межосевое расстояние уменьшают на (0,002…0,004)а…

По мере работы передачи стрела провисания ведомой ветви увеличивается. Регулировка натяжения цепи осуществляется нажимными роликами или оттяжными звездочками. Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большем удлинении два звена цепи удаляют.

Скольжение ремня. В ременной передаче возникают два вида скольжения ремня по шкиву: упругое — неизбежное при нормальной работе передачи и буксование — при перегрузке.

В процессе обегания ремнем ведущего шкива натяжение его падает от F\ до F2 (рис. 17.5). Ремень укорачивается и отстает от шкива — возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве происходит аналогичное скольжение, но здесь натяжение ремня возрастает от F2 до Л, он удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение ремня происходит не на всей дуге обхвата, а лишь на части ее — дуге скольжения ас, которая всегда располагается со стороны сбегания ремня со шкива. Длина дуги скольжения определяется условием равновесия окружной силы Ft = Fι — — F2 и сил трения на этой дуге.

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя ап, на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной натяжению набегающей ветви, и ремень движется вместе со шкивом без скольжения. Сумма дуг ас и ап равна дуге обхвата а.

Скорости прямолинейных ветвей υ\ и υ2 равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потеря скорости ν ι — v2 определяется скольжением на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. мелкие стрелки на дуге aci, рис. 17.5).

Таким образом, упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности натяжений

ведущей и ведомой ветвей. Упругое скольжение приводит к снижению скорости, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

По мере роста силы Ft уменьшается дуга покоя απι, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значительной перегрузке дуга скольжения aci достигает дуги обхвата αι и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т. е. буксует. При буксовании ведомый шкив останавливается, к.п.д. передачи падает до нуля.