Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 50
Текст из файла (страница 50)
Нагрузка передается силами трения,,возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего. В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную а) Ю) (рис. 12.1, а), клиномеренную (рис, 12,1, б) и круглоременную (рис. 12.1, в) передачи. Оценка и применение. Ременная передача является одним из старейших типов механических передач, сохранивших ~ Для некоторых типовых конструкций проектные формулы можно найти в 1341.
Ьйр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 свое значение до после >пе>с> ттГ>, "»."и. Г!ч трат>нению с другими типами передач рсмепп,:: ~>;;,~,;>., 1, .Ь чптостей, ко>орые определяют целесообразттосз ь ес применения. Для оценки ременной передачи сравним ее с зубчатой передачей, как наиболее распросграненпой. При этом можно огметить следующие основные преимущества ременной передачи: возможность передачи движения тга значительное расстояние (до 15 м и более); плавность и бесшумпос1ь работы, обусловленные эластичностью ремня и позволяющие работать при высоких скоростях; предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня; предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня; простота конструкции и эксплуатации (передача пе требует смазки), Основными недостач ками ременной передачи являются: повышенные габариты (для одинаковых условий диаметры шкивов примерно в пять раз больше диаме ~ ров зубчатых колес); некоторое непостоянство передаточного отношения, вызванное зависимост ью скольжения ремня от нагрузки; повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяжением ремня (увеличение нагрузки на валы в 2...3 раза по сравнеттию с зубчатой передачей); низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000 ч).
Ременные передачи применяют преимушесгпвенно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях. Мощность современных передач не превышает обычно 50 кВт. В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают обычно на быстроходную ступень, как менее нагруженную, В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Плоские ремни новой конструкции (пленочные ремни из пластмасс) получают распространение в высокоскоростных передачах. Круглые ремни применяют только для малых мощностей: в приборах, машинах домашнего обихода и т. п, ~ 12.2.
Основы расчета ременных передач Теоретические основы расчета являются общими для всех типов ремней. Критерии работоспособности и расчета. Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от" усталости. В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности.
Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров Ьйр:дКигзатК-Ит.пагоИ.ги зозИт®и1.Ьу ~сд:464840172 передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой. Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах ь', =-кд,п,/60; сг =Мгпг/бО. (12.1) Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать р сю, или ~г = ~'1(1 е) (12.2) где е — коэффициент скольжения*. При этом передаточное отношение /= Ыг,'4,.
Геометрические параметры передачи. На рис. 12.2 а — межосевое расстояние; 13— угол между ветвями рем- /3/2 ня; и — угол обхвата ремнем малого шкива. При геометрическом расчете известными обычно являются Ы„Ы и а, определяют угол м и длину ремня /. Вследствие вытяжки и провисания ремня значения и и / не являются точными и определяются приближенно: м = 180" — (3; яп ф/2) =(Ы вЂ” с/„)/(2а). Учитывая, что 13/2 практически не превышает 15", приближенно принимаем значение синуса равным аргументу и запишем 13-(е/г — Ы,)/а(Рад) = 57(йг — й,)/а .
Рис. 12.2 При этом а= 180" — 57(йг — Ы,)/а, (12.5) или м = 180" — 57Н, (г' — 1)/а. ~ Причина скольжения рассматривается ниже. 253 ~=п,/пг =~1, Ыг/(его,) =и'г/~И, (1 — с)1. (12.3) В дальнейшем показано, что величина е зависит от нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках яъ0,01...0,02. Небольшое значение я позволяет приближенно принимать Ьйр:дКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®ийЬу ~сд:464840172 Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата: 1'~2а+0,521(а2+ 11)+(И2 — й1 )2!(4а).
При заданной длине ремня межосевое расстояние (12.6) 2! — 7[(а +А)+ а (12.7) Силы и силовые зависимости. На рис. 12.3 показано нагружеа Ю ние ветвей ремня в Тю= О т а двух случаях: Т, =0 (рис. 12.3, а) и Т, >0 т, 1 (рис.
12.3,б). Здесь обо+ 2 д ~ значено: à — предварительное натяжение ремР~ ня; Г, и Г,— натяжение ведущей и ведомой ветвей в нагруженной передаче; Г,=2Т,~й1 — окруРис. 12.3 жная сила передачи. По условию равновесия шкива имеем Т, =О,И1(Г1-Г2), или (12.8) Г1 Г2 Связь между Го, Г, и Г, можно установить на основе следующих рассуждений.
Геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки (см. формулу (12.6)~ и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче. Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви (рис. 12.3). Запишем Г1 =Го+юГ Г2=Го или Г1+ Г2 = 2Го (12,9) Из равенств (12.8) и (12.9) следует: Г1 =Го+Г,Г~ Г2=Го — Ю2 (12.10) 254 Получили систему двух уравнений с тремя неизвестными: Го, Г1, Г,.
Эти уравнения устанавливают изменение натяжений ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки Г„но не вскрывают способности передавать эту нагрузку или тяговой способности передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом. Такая связь установлена Эйлером. На рис. 12.4 à — натяжение ремня в сечении под углом 1р; ЙЯ вЂ” нормальная реакция шкива на элемент ремня, огра- Ьйр:дКигзатК-бт.пагод.ги зозИт®и1.Ьу ~сд:464840172 ниче нный углом йр; /дЛ элементарная си- ду~ ла трения.
По условиям равновесия, „Г+ „Хг! Я (Г+ гак) = О О Г+ (сумма моментов) Т или ЯЯ=д.г"; г, Ря дЯ вЂ” Гз1п(йр/2)— — (Е+ЙЕ) яп(йр/2) =О (сумма проекций). Отбрасывая члены второго порядка малости и принимая ып(йр/2) =йр/2, получаем с!~=~ 1~р. Исключая с!Я, находим с!а/Е=/йр.
Интегрируя, получаем г1 а или Г,=Г ег". (12.11) Решая совместно уравнения (12.8) и (12.!!) с учетом (12.9), находим; (12.12) Формулы (12.12) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой Г, и факторами трения / и м. Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня Го, при котором еще возможна передача заданной нагрузки Г,.
"--'('::-") то начнется буксование ремня*. Нетрудно установить !см. формулу (12.12)), что увеличение значений /' и и благоприятно отражается на работе передачи. Эти выводы приняты за основу при создании конструкций клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом ~ Если в формулы (!2.12) подставить не полный угол а, а лишь часть его, соответствующую углу упругого скольжения (см. ниже). то получим не предельные, а рабочие натяжения ремня Ьйр:дКигзаиК-Ит.пагоИ.ги зозИт®и1.Ьу ~сд:464840172 ас (см.
рис. 12.17 и 12.16). — В первой передаче испо- У (~~ льзован принцип искус- 2 стве нного повышения трения путем заклинивания ремня в канавках шкива. Во второй — — увеличиваю1 угол обхвата м установкой натяжного Г м ю= — Г.~ 1Р ролика. с~/г При круговом движении ремня со скоростью г (рис. 12.5) на каждый его элемент с массой с1т, расположенный в пределах угла обхвата„действуют элементарные центробежные силы с! С. Действие этих сил вызывает дополнительное натяжение Е,, во всех сечениях ремня. Элементарная цен1робежная сила с1 С' = (с1т) г /(0,5с/) = р (с1ср0,5с! А ) ь "' /(0,5с/) = рА г ' с!ср, где р — плотность материала ремня; А = Ьб — - площадь поперечного сечения ремня. Из условия равновесия элемента ремня находим дС=2Е, я'п(сйр/2)-Е,,сйр.
Подсгавляя, находим Р;,= рАг~. (12.13) Натяжение Е„, ослабляет полезное действие предварительного натяжения го. Оно уменьшает силу трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи. Как показывают расчеты (см. ниже), влияние иемтробежных сил на рабптоспособпосгпь псредичи существенно гполько при больших скоростях: г > 20 м/с. Напряжения в ремне. Наибольшие напряжения создаются в ведущей вегви ремня. Они складываются из а,, с~„, и с~„: о, = Е, /А, о'„= Г„ /А = рг ~. (12.14) Учитывая формулу (! 2.10), напряжение о, можно представить в виде о, = Ео/А+0,5Е,/А = со+0,5ст„ (12.15) где ст, = Е/А (12.16) так назьиис'мос' полеэнос напряжение; о — напряжение от предварительного натяжения. Согласно формуле (12.8), полезное напряжение можно представить как разность напряжений ведущей и ведомой ве1вей: о, = о, — о,. В той части ремня, которая огибает шкив, возникаю1 напряжения изгиба сг„(рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
