- •1. СТРУКТУРА МЕХАНИЗМОВ
- •1.2. Классификация кинематических пар
- •1.3. Структура и кинематика плоских механизмов
- •1.4. Структурная формула кинематической цепи общего вида
- •1.5. Структурная формула плоских механизмов
- •1.6. Пассивные связи и лишние степени свободы
- •1.7. Замена в плоских механизмах высших кинематических пар низшими
- •1.8. Классификация плоских механизмов
- •1.9. Структурные группы пространственных механизмов
- •2. Анализ механизмов
- •2.1. Кинематический анализ механизмов
- •2.1.1. Определение положений звеньев плоской незамкнутой кинематической цепи
- •2.1.2. Матричная форма уравнения преобразования координат точек звеньев
- •2.1.3. Определение положений, скоростей и ускорений звеньев пространственных механизмов
- •2.1.4. Графическое определение положений звеньев механизма и построение траектории
- •2.1.5. Определение скоростей и ускорений точек звеньев методом планов
- •2.1.6. Свойство планов скоростей
- •2.1.7. Построение плана скоростей и ускорений кулисного механизма (рис. 2.7)
- •2.1.8. Аналоги скоростей и ускорений
- •2.2. Силовой анализ механизмов
- •2.2.1. Условие статической определимости кинематических цепей
- •2.2.2. Силы, действующие на звенья механизма
- •2.2.3. Силы инерции звена, совершающего возвратно-поступательное движение
- •2.2.4. Силы инерции звена, совершающего вращательное движение вокруг неподвижной оси
- •2.2.5. Силы инерции звена, совершающего плоское движение (рис. 2.17)
- •2.3.1. Силовой расчет начального звена (рис. 2.18, а)
- •3. МЕХАНИЗМЫ С ВЫСШИМИ ПАРАМИ. ЗУБЧАТЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •3.1. Зубчатые передачи
- •3.1.1. Общие сведения. Основная теорема зацепления
- •3.1.2. Геометрические элементы зубчатых колес
- •4. МЕТОД КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
- •4.1. Строительные конструкции
- •4.2.1. Конечные элементы, используемые для моделирования конструкции разъемного соединения трубопровода
- •4.2.1.1. Объемный элемент в форме прямой треугольной призмы (пентаэдр)
- •4.2.2. Пластинчатый элемент треугольной формы
- •4.2.3. Пластинчатый элемент четырехугольной формы
- •4.2.4. Моделирование статического состояния разъемного соединения
- •5.1. Стадии проектирования
- •5.2. Основные термины и определения
- •6. ОСИ И ВАЛЫ
- •6.1. Общие сведения
- •6.2. Проектный расчет валов и осей
- •6.2.1. Составление расчетных схем
- •6.3. Проверочные расчеты валов и осей
- •6.3.1. Расчет на выносливость валов и вращающихся осей
- •6.3.2. Расчет валов и неподвижных осей на статическую прочность
- •6.4. Проверочный расчет валов и осей на жесткость
- •7. ПОДШИПНИКИ, МУФТЫ
- •7.1. Подшипники
- •7.1.1. Подшипники скольжения
- •7.1.2. Подшипники качения
- •7.2. Муфты
- •7.2.1. Волновые передачи
- •8. Расчет простейших осесимметрично нагруженных тонкостенных оболочек вращения
- •8.1. Сферические оболочки
- •8.2. Цилиндрические оболочки (рис. 8.3)
- •9. Ременные передачи
- •9.1. Общие сведения
- •9.1.1. Классификация
- •9.1.2. Типы приводных ремней
- •9.2. Кинематические и силовые зависимости
- •9.2.1. Напряжения в ремне
- •9.2.2. Относительное скольжение ремня
- •9.2.3. Расчет передач по кривым скольжения
- •9.2.4. Допустимое полезное напряжение
- •9.2.5. Клиноременная передача
- •9.2.6. Расчет клиноременных передач
- •10. 3аклепочные соединения
- •11. Сварные соединения
- •12. Шпоночные соединения
- •13. Резьбовые соединения
- •13.1. Расчет на прочность стержня болта (винта) при различных случаях нагружения
- •13.2. Расчет соединений, включающих группу болтов
- •14. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ И ДЕТАНДЕРЫ. МЕМБРАННЫЕ КОМПРЕССОРЫ
- •14.1. Конструкции поршневых компрессоров
- •14.2. Конструктивные схемы поршневых детандеров
- •14.3. Мембранные компрессоры
- •заключение
- •Библиографический список
9.2.3. Расчет передач по кривым скольжения
Цель расчета: обеспечить необходимые тяговые свойства ремня (отсутствие буксования и неспокойного хода ремня) и высокий КПД передачи. При этом методе расчета напряжения в ремне получаются меньше допускаемых, одновременно обеспечиваются и тяговые свойства ремня, и достаточная его прочность. Кривые скольжения получают экспериментально
(рис. 9.6): при постоянном натяжении S0 постепенно повышают полезную нагрузку P и измеряют скольжение ξ . При этом вводится понятие о коэффициенте тяги ϕ .
Относительное скольжение S равно
ξ = n2 − n2′ 100%, n2
где n2 и n2′ – частоты вращения ведомого шкива соответствен-
но на холостом ходу и под нагрузкой. Отношение передаваемого ремнем окружного усилия к
сумме натяжений его ветвей называется коэффициентом тяги.
ϕ = |
P |
|
= |
S1 − S2 |
|
= m−1 |
, |
|||
|
2S |
0 |
|
S + S |
2 |
|
|
m +1 |
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
ϕ = |
K |
|
, |
|
||
|
|
|
|
2σ |
0 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
где ϕ – коэффициент тяги;
K – полезное напряжение в ремне.
В координатах ξ – ϕ строится кривая тяговой характеристики ременной передачи (рис. 9.8). Прямолинейный участок,
где с ростом ϕ прямо пропорционально растет S, называется рабочим участком. Второй участок, криволинейный, отражающий неустойчивую работу ремня (пробуксовки и полное буксование), называется нерабочим.
133
Рис. 9.8
Точка перехода от прямолинейного участка к криволинейному называется критической точкой тяговой характеристики. Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременных передач лежит в зоне критических значений
коэффициента тяги ϕ0 и наиболее высокого КПД. При ϕ < ϕ0 тяговая способность ремня не используется полностью, при
ϕ > ϕ0 ремень работает неустойчиво и быстро изнашивается.
Отношение ϕmax/ϕ передач, рассчитанных по кривым скольжения, характеризует их способность к перегрузкам.
Численные значения коэффициента тяги ϕ зависят от вида ремня, его толщины, диаметра шкивов, скорости и т.д. Однако характер кривой скольжения остается постоянным при любой комбинации перечисленных параметров. Это положение позволило установить общие нормы работоспособности ремня с учетом влияния различных параметров. Так, условия работы ременной передачи считаются нормальными, если
Dmin /h = 33÷37,
где Dmin – наименьший диаметр шкива;
h– толщина ремня.
134
9.2.4. Допустимое полезное напряжение
Полезное напряжение, соответствующее коэффициенту тяги ϕ, будет равно
K = 2σ0ϕ.
Для критического значения коэффициента тяги ϕ0 полезное напряжение, обозначенное K0, определятся следующим образом:
K0 = 2σ0ϕ0.
В таблицах приводятся значения K0 для различных ремней при разном соотношении. В действительности условия отличаются от табличных, поэтому расчет передачи следует вести не по K0, а по напряжению σП, с учетом поправочных коэффициентов:
σП = KC,
C = C0 Ch Cα CV,
где C0 – коэффициент, учитывающий условия натяжения ремня и расположение передачи в пространстве;
Ch – коэффициент, учитывающий влияние отношения
Dmin/h;
Cα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата
Cα =1−Cα′ (1800 −α);
Cv – скоростной коэффициент, учитывающий ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежной силы. Для передач с автоматическим регулированием натяжение ремня Cv = 1.
Cv =1−Cv′(0,01v2 −1).
Для плоских среднескоростных ремней из традиционных материалов Cα′ = 0,04 и т.д.
Величина σП необходима, например, при расчете параметров ремня.
135
|
|
F = |
|
P |
= bh, см2, |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
N |
|
σП |
|
|
|
||||
где P = |
, Н; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
V |
|
P |
|
F |
|
|||||
|
|
|
|
|
||||||
b – ширина ремня, b = |
|
или b = |
; |
|||||||
|
K |
|
h |
h |
||||||
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
h – толщина ремня, которую необходимо задать, соблюдая соотношение Dmin /h.
9.2.5. Клиноременная передача
Клиноременная передача имеет большее сцепление ремня со шкивов, чем плоскоременная. Это позволяет осуществить передачи с малым межосевым расстоянием, большим передаточным числом и с меньшим давлением на опоры. Работа передачи более спокойна, т.к. отсутствует сшивка ремней, что важно при эксплуатации точных механизмов. К недостаткам относятся меньший срок службы ремней. При их вытяжке регулируется передвижение электродвигателя на салазках. Реко-
мендуемые угол обхвата малого шкива α = 120 °, но передача хорошо работает и при α = 90 °.
Максимально допустимая скоростьVmax= 35 м/с. Практикой установлено Dmin/h = 11 для ремней малых сечений и Dmin/h = 27
– для ремней больших сечений. Здесь h – высота профиля клинового ремня. Чем меньше отношение Dmin/h, тем ниже КПД. Расчетным диаметром шкива считают диаметр его окружности по нейтральному слою. Кривые скольжения для клиновых ремней аналогичны кривым плоских ремней, но φ0 для клиновых ремней больше.
9.2.6. Расчет клиноременных передач
Расчет по тяговой способности рекомендуется производить по допускаемой полезной нагрузке P0 на один ремень. В зависимости от сечения ремня P0 выбирается из таблиц (ГОСТ 1284.3-96). Значения P0 в таблицах приведены при условии
136
V + 10 м/с; u = 1.
Общая полезная окружная сила и мощность равны:
P = |
ZP0C |
; |
N = |
P0VZC |
; C = C C |
, |
|
|
|||||||
|
|
||||||
|
K |
|
102K |
α |
V |
||
|
|
|
|
|
где P – окружная сила, Н;
N– мощность, Вт;
Cα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата; CV – скоростной коэффициент;
K – коэффициент динамичности и режима работы
(K = 1÷1,6);
Z – число ремней. Обычно Z = 8÷12.
Коэффициенты выбираются по таблицам (см. табл. 24, 25, 26 [1]).
Силы, возникающие в ременной передаче, необходимо знать для расчета шкивов, валов, опор (рис. 9.9). Принимают, что материал ремней следует закону Гука.
Рис. 9.9
Тогда после приложения полезной нагрузки сумма натяжений ветвей оста тся постоянной. Если ветви ремня параллельны (u ≈ 1), то сила
Q= 2S0.
137