- •Детали машин и основы конструирования
- •Механические передачи
- •Основные характеристики передач
- •Фрикционные передачи и вариаторы
- •Основы прочностного расчета фрикционных пар
- •Зубчатые передачи
- •Коэффициент торцового перекрытия έα
- •Эмпирическая формула для расчета коэффициента торцового перекрытия цилиндрической прямозубой передачи внешнего зацепления
- •Расчетная нагрузка
- •Коэффициент концентрации нагрузки kβ
- •Коэффициент динамической нагрузки kν
- •Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям
- •Силы, действующие на зуб колеса
- •Удельная нагрузка
- •Расчет прочности зубьев косозубой передачи по контактным напряжениям
- •Расчет прочности зубьев косозубых передач по напряжениям изгиба
- •Материалы и термообработка
- •Допускаемые напряжения материалов зубчатых колес
- •Допускаемые контактные напряжения [σH] при расчете зубчатых колес на усталость
- •Допускаемое напряжение изгиба при расчете на усталость
- •Последовательность расчета косозубой цилиндрической передачи по контактным напряжениям
- •Конические зубчатые передачи
- •Силы в зацеплении прямозубой конической передаче
- •Приведение прямозубого конического колеса к эквивалентному прямозубому цилиндрическому
- •Р асчет зубьев прямозубой конической передачи по напряжениям изгиба
- •Расчет зубьев прямозубой конической передачи по контактным напряжениям
- •Конические передачи с непрямыми зубьями
- •Червячные передачи
- •Основные геометрические параметры
- •Силы в зацеплении
- •Расчет на прочность червячных передач
- •Расчет на прочность по контактным напряжениям
- •Р еменные передачи
- •Критерии работоспособности
- •Силовые зависимости
- •Допускаемые полезные напряжения в ремне
- •Клиноременная передача
- •Межосевое расстояние и длина цепи
- •Практический расчет цепной передачи
- •Передача винт-гайка
- •Передача винт-гайка качения
- •Подшипники
- •Расчет на долговечность
- •Условия подбора
- •Эквивалентная динамическая нагрузка
- •Проверка и подбор подшипников по статической грузоподъемности (с0)
- •Подшипники скольжения
- •Классификация муфт
- •Муфты глухие
- •Муфты компенсирующие
- •Муфты компенсирующие упругие
- •Муфты управляемые или сцепные
- •Муфты фрикционные
- •Муфты автоматические, или самоуправляемые
- •Соединения
- •Соединение сегментной шпонкой
- •Общие замечания по расчету призматических шпоночных соединений
- •Резьбовые соединения
- •Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях нагружения
- •Заклепочные соединения
- •Сварные соединения
Р еменные передачи
Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня, надетого на шкивы с натяжением, передает окружную силу с помощью трения.
Преимущества.
-
Плавность и бесшумность работы.
-
Простота конструкции и эксплуатации (не нужна смазка).
-
Передача движения на большие расстояния (a 15 м).
Недостатки.
-
Повышенные габариты (диаметры в 5 раз больше зубчатых колес).
-
Повышенные нагрузки на валы и опоры из-за предварительного натяжения ремня.
-
Низкая долговечность ремней (1000….5000 часов).
Критерии работоспособности
1. Тяговая способность – сила трения между ремнем и шкивом.
2. Долговечность ремня – в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
Главным является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают путем выбора основных параметров передачи.
Окружная скорость на шкивах:
; .
Из-за упругого скольжения ремня v2<v1; v2=v1(1 – ε), ε =0,01…0,02 – коэффициент скольжения.
Передаточное отношение передачи равно:
Из-за вытяжки и провисания ремня значения угла обхвата α и длина не являются точными и определяются приближенно:
Sin (β/2) = β/2 <15º рад.
, при известных d1,d2 и a.
– при заданной длине .
Силовые зависимости
F0 – предварительное натяжение ремня.
F1 и F2– натяжение ведущей и ведомой ветвей.
- окружная сила передачи.
Ft = F1 – F2 F1= F0+0,5Ft
F1 +F2 =2F0 F2= F0 – 0,5Ft
Два уравнения с тремя неизвестными. Дополнительное уравнение, вскрывающее тяговую способность передачи, которая связана со значением силы трения между ремнем и шкивом, получено Эйлером, т.е. ,
где f – коэффициент трения. В результате совместного решения трех уравнений получены выражения:
Отсюда минимально необходимое предварительное натяжение ремня
.
Если , то начнется буксование ремня. Из формулы следует, что увеличение f и α благоприятно отражается на тяговой способности передачи. Эти выводы использованы при создании конструкции клиноременной передачи (f) и передачи с натяжным роликом .
При высоких скоростях (v > 20 м/с) возникают центробежные силы Fν , которые ослабляют полезное действие предварительного натяжения.
,
где ρ - плотность материала ремня; A – площадь поперечного сечения (); в, δ – ширина и толщина плоского ремня.
Напряжения в ремне. Наибольшие напряжения создаются в ведущей ветви ремня, складываются из 3-х напряжений σ1, σв и σи :
σ1 – напряжение от усилия F1 в ветви;
σв – от натяжения под действием силы Fv (в пределах угла обхвата α);
σи– действует в той части ремня, которая огибает шкив – напряжение изгиба.
Максимальное напряжение имеет место на дуге покоя ведущего малого шкива, т.е.
σmax= σ1+ σv + σu ;
σ1=F1/A; σv=Fv/A=ρv2; σu=E δ/d1.
где Е– модуль упругости; δ– толщина ремня; d1-диаметр шкива.
Напряжение σ1 включает так называемое полезное напряжение и напряжение от предварительного натяжения, т.к.
F1= F0+0,5Ft .
Напряжение изгиба имеет наибольшее влияние на долговечность ремня. С целью увеличения долговечности ограничивают минимально допустимые значения диаметров ведущих шкивов. Обычно δ/d = 1/30… 1/40. Срок службы ремня можно увеличить путем уменьшения частоты пробегов ремня u=v/l (c-1).
Скольжение в передаче
Н.Е.Жуковский установил два вида скольжения ремня по шкиву: упругое скольжение и буксование (опыты описаны в учебнике). Упругое скольжение наблюдается при любой нагрузке передачи, а буксование – только при перегрузке. Чем больше Ft, тем больше дуга упругого скольжения и меньше дуга покоя (см. рис.). При увеличении Ft до значения, равного запасу сил трения, дуга покоя станет равной нулю, а дуга упругого скольжения распространится на весь угол обхвата α – равновесие нарушается (буксование).
Для ненагруженной передачи отметим участок ремня длиной , а затем дадим нагрузку. При прохождении ведущей ветви (нижний на рис.) отмеченный участок удлинится до (λ + Δ), а на ведомой сократится до (λ - Δ). Отсюда разница в скоростях:
для ведущего шкива ;
для ведомого шкива .
t – время пробегания отмеченного участка ремня на шкивах. Относительное скольжение
.
С ростом нагрузки увеличивается Δ, а следовательно разность скоростей v1 и v2. Меняется и передаточное отношение передачи.
Работоспособность ременной передачи
Работоспособность ременной передачи характеризуется кривыми скольжения и КПД , полученными в результате испытания ремней. На графике по оси ординат отсчитывают относительное скольжение ε и КПД, а по оси абсцисс – нагрузку передачи, которую выражают через коэффициент тяги
.
Коэффициент тяги показывает, какая часть предварительного натяжения ремня F0 используется полезно для передачи нагрузки Ft.
Рабочую нагрузку рекомендуют выбирать вблизи критического значения φ0 и слева от него. Размер зоны частичного буксования определяет способность передачи воспринимать кратковременные перегрузки. Для клиновых ремней φmax/φ0 =1,5… 1,6.
ЛЕКЦИЯ №15