Детали машин 4 (стр. 7 из 9)
4. На холостом валу возникает центробежная сила FЦ = r×A×V2, где r – плотность, A – площадь, V – скорость.
5. Напряжение, вызываемое центробежной силой dЦ = FЦ / A= rV2.
Уравнение Эйлера
F1 – сила набегающей ветви;
F2 – сила сбегающей ветви;
a – угол обхвата
f¢ – приведенный коэффициент трения
f¢ = f / sin(j/2), где j – угол клина.
При прохождении ремнем шкива возникает напряжение изгиба
d = y×E / r, где E – модуль упругости, y – координата волокон ремня от нейтральной линии, r – радиус по нейтральной линии ремня.
Диаграмма напряжений в ремне
d max = d1 + dU = m ×dt / (m–1) + dU + dЦ,
Нагрузка на валы передачи
Коэффициент тяги:
y = (F1– F2) / (F1 + F2), y = Ft / 2F0, где Ft – полезная нагрузка, F0 – сила предварительного натяжения
Критерий работоспособности ременной передачи
Работоспособность ременной передачи может ограничиваться:
1. сцеплением ремня со шкивами (тяговая способность)
2. долговечность ремня
Тяговая способность зависит от предварительного натяжения F0 или d0, а также от материала ремня, угла обхвата, диаметра шкивов,
Долговечность ремня зависит от сопротивления усталости его элементов
dPmax×NE = const, где p – степень кривой усталости, p = 11 для клиноременной, p = 6 для плоскоременной.
NE = 3600 × U × Zm× Lh / xИЗГ
U – частота пробега ремня
Zm – число шкивов
xИЗГ – коэффициент, учитывающий разую степень изгиба на большом и малом шкивах,
Lh – ресурс работы
Потери в передаче и ее КПД
Потери:
1. на упругий гистерезис при переменном деформировании изгиба и растяжения
2. на скольжение ремня по шкивам
3. на трение в подшипниках валов передачи
4. на аэродинамическое сопротивление движения ремня и шкивов
Зависимость скольжения от КПД:
Расчет ременных передач
Расчет производится по полезному напряжению или эталону мощности
K = Ft / (A1× z) < [K] или p = KAV/1000
A1 – площадь поперечного сечения одного ремня, z – число ремней
[K] = K0×C£×CP, где K0 – определяется из условия обеспечения тяговой способности при оптимальном коэффициенте тяги y0 и долговечности NE или Lh
С£ – угол обхвата
СP – режим работы
, где С – показат. долговеч.За базу выбирается эталонная передача с двумя шкивами с передаточном числом 1, a = 180°. Ремнем эталонной длины и имеющего эталонную скорость V при ресурсе работы Lh = 25 тыс. часов, работа спокойная, запас сцепления b = 1, 5.
Необходимое число ремней определяется по формуле z = Ft / ([K] ×A1)
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Состоит из ведущей и ведомой звездочек и охватываемой цепи. Применяются с двумя или несколькими звездочками.
Цепные передачи применяют при:
1. средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес
2. жестких требованиях к габаритам
3. необходимости работы без проскальзывания
Достоинства:
– возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний
– габариты, меньшие, чем у ременной передачи
– отсутствие проскальзывания
– высокий КПД
– малые силы, действующие на валы, т.е. нет необходимости в предварительном натяжении
Недостатки:
– работает в условиях отсутствия жидкостного трения
– требует большой степени точности установки валов, чем у ременных передач, регулировки, смазывания
– неравномерность хода цепи, что приводит к циклическим нагрузкам и колебанию передаточного отношения.
Различают приводные и тяговые цепи. К тяговым относятся пластинчатые и круглозвенные. К приводным цепям относятся роликовые, зубчатые, втулочные.
Роликовые цепи
ПРЛ – роликовые однорядные цепи нормальной точности
ПР – роликовые цепи повышенной точности
ПРД – роликовые длиннозвенные цепи (с удвоенным шагом, поэтому легче и дешевле, применяются при малых скоростях)
ПВ – втулочные (не имеют роликов, поэтому дешевле и меньше габариты)
ПРИ – роликовые цепи с изогнутыми пластинами (при больших динамических нагрузках)
Состоят из внутренних и наружных пластин, шарнирно соединенных с помощью валиков и втулок. Бывают однорядные и многорядные. Многорядные применяют при повышенных нагрузках и скоростях с целью уменьшения шага цепи.
Трение-скольжение между звездочкой и цепью заменяют трением –качения.
Зубчатые цепи
Достоинства:
– меньший шум, чем у остальных
– повышенная кинематическая точность
Недостатки:
– тяжелые
– дорогие
– сложные в изготовлении
Материалы, применяемые в цепных передачах
Материалы и термическая обработка цепей имеют решающее значение для их долговечности. Пластины выполняют из среднеуглеродистых и легированных сталей. Звездочки у цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и отличаются только зубчатым венцом. Для ведомых звездочек при скорости скольжения £ 3 м/с применяют серые чугуны и стальное литье. В среднескоростных передач звездочки изготавливают из цементирующих сталей. При необходимости бесшумной работы звездочки изготавливают из формальдегида или пластмассы.
Влияние числа зубьев малой звездочки на долговечность цепной передачи
1. Увеличение z1 приводит к увеличению угла поворота шарнира при набегании на звездочку, что способствует снижению износа.
2. При увеличении z1 уменьшается допустимая величина удлинения цепи в результате износа.
3. Когда компактности предпочитают наибольшую долговечность, число зубьев малой звездочки принимают оптимальным: для втулочных и роликовых цепей z1 = 29 – 2U, для зубчатых цепей z1 = 35 – 2U, где U – передаточное отношение. В целях равномерного износа при нечетном числе звеньев цепи z1 желательно брать тоже нечетное.
Геометрия цепной передачи
d1 = p / sin(180°/z1), d2 = p / sin(180°/z2)
amin³ (z2 – z1) × p /p, где p – шагцепи. Увеличение a способствует долговечности, т.к. уменьшается число пробегов цепи.
Межосевое расстояние ограничивают во избежание чрезмерного натяжения цепи под действием собственной силы тяжести: amax£ 80 p. Оптимальное значение a = (30…50)p. Число звеньев цепи:
zЗ = 0,5(z1 + z2)
Для нормальной работы цепь должна иметь предварительное натяжение, т.к. из-за вибрации может произойти соскок цепи. Провисание цепи f = 0,02a < 45°. При угле наклона > 45° провисание f = (0,01 … 0,015)a. Для передач с регулируемым межосевым расстоянием провисание уменьшают на величину D = (0,02…0,04)а.
СОЕДИЕНИЕ ВАЛ-СТУПИЦА
Предназначена для передачи вращающегося момента и осевой нагрузки с вала на ступицу и наоборот. Соединение работает зацеплением или трением.
К работающим зацеплением относятся шпоночные, шлицевые, штифтовые соединения.
К работающим трением относятся соединения с натягом, клеймовые, на конических втулках и концевые.
Шпоночное соединение
Достоинства:
– простота и надежность конструкции
– сравнительно низкая стоимость
– удобство сборки и разборки
Недостатки:
– ослабляют вал и ступицу шпоночными пазами
– вызывают значительную концентрацию напряжений