21. Напряжение в ремне.

Ремни обычно неоднородны по сечению. Условно их рассчитывают по номинальным (средним) напряжениям, относя силы ко всей площади поперечного сечения ремня и принимая справедливым закон Гука. Нормальное напряжение от окружной силы F_t : где А — площадь сечения ремня, мм² . Нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня

Нормальные напряжения в ведущей и ведомой ветвях:

Центробежная сила вызывает нормальные напряжения в ремне, как во вращающемся кольце:

где — нормальные напряжения от центробежной силы в ремне, МПа; V₁ — скорость ремня, м/с; Y₁ — плотность материала ремня, кг/м . При изгибе ремня на шкиве диаметром d относительное удлинение наружных волокон ремня как изогнутого бруса равно 2y/d , где у — расстояние от нейтральной линии в нормальном сечении ремня до наиболее удаленных от него растянутых волокон. Обычно толщина ремня .  Наибольшие напряжения изгиба возникают на малом шкиве и равны

Максимальные суммарные напряжения возникают на дуге спепления ремня с малым (ведущим) шкивом

Эти напряжения используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают  значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.

24. Клиноременная передача.

Клиноременная передача — устройство для передачи вращения между валами с помощью приводного ремня, имеющего сечение в форме трапеции (клина). Клиноременные передачи широко используются в вентиляторных установках. Относит, громоздкость и нек-рое непостоянство передаточного числа вследствие проскальзывания ремня окупаются эластичностью, плавностью хода, способностью выдерживать перегрузки. Клиноременная передача хорошо работает при малых расстояниях между валами. Для увеличения передаваемой мощности передача осуществляется неск. параллельно работающими клино-ремнями. Передаточное отношение

Для увеличения срока службы ремня необходимо выбирать большие диаметры шкивов, учитывая конструктивные особенности передачи и рекомендуемые пределы скорости ремня 15 — 25 м/с. Значения скорости ниже 5 и более 30 м/с, а также диаметры шкивов меньше минимальных значений принимать не следует, т. е. должно быть

Диаметр большего (ведомого) шкива по формуле

где ε — коэффициент, учитывающий скольжение ремня, ε = 0,01 ÷0,03.

Расчетную длину ремня по формуле

22. 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 v_l 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

Кривые скольжения и КПД

Кривые скольжения получают экспериментально: при постоянных F₀ и V₁ постепенно повышают полезную нагрузку — окружную силу на шкивах F_t 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 , 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

 

         

23. Расчет на долговечность. В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные на­пряжения (см. рис.13). При многократном действии переменных напря­жений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщи­ны, разрушение элементов несущего слоя и т. п.). В основе современных методов расчета ремней на долговечность лежит уравнение кривой усталости и определение максимального напряжения в ремне. Упрощенный расчет ремней на долговечность производят исходя из прогибов ремня. Критерием долговечности в этом случае является число пробегов ремня до появления признаков усталостного разрушения U=v/L≤[U ,где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; и — скорость рем­ня, м/с; L — длина ремня, м; [U] — допускаемое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоременных передач [U] ≤ 5. На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения . Среднестатистическая долговеч­ность ремня (около 3000—5000 ч).

25. Предварительный расчёт валов на прочность. Уточненный расчет валов.

Проектировочный расчет валов производят на статическую прочность с целью ориентировочного определения диаметров. В начале расчета известен только крутящий момент Мк. Изгибающие моменты М оказывается возможным определить лишь после разработки конструкции вала, когда согласно общей компоновке выявляют его дли ну и места концентрации напряжений: галтели, шпоночные пазы и др. Поэтому проектировочный расчет вала производят условно только на кручение, а влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируют понижением допускаемых напряжений на кручение [?]к При проектировочном расчете обычно определяют диаметр выходного конца, а для промежуточного вала - диаметр под колесом. Диа­мет­ры других участков вала назначают при разработке конструкции с учетом технологии изготовления и сборки.

Проверочный расчет валов производят на сопротивление усталости и на жесткость. Его выполняют после полного конструктивного оформления вала на основе проектировочного расчета, подбора подшипников, расчета соединений, участвующих в передаче вращающего момента, разработки различных конструктивных элементов, связанных с фиксацией и регулировкой установленных на валу деталей, назначения вида механической обработки и качества поверхностей отдельных участков. Проверочный расчет вала выполняют по его расчетной схеме. При составлении расчетной схемы валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах. Расчет на сопротивление усталости выполняют как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях, предваритель­но намеченных в соответствии с эпюрами моментов и расположением зон концентрации напряжений.

Проверочный расчет на сопротивление усталости ведут по максимальной длительно действующей нагрузке без учета кратковременных пиковых нагрузок, число циклов нагружения от которых невелико и не влияет на сопротивление усталости.

Расчет валов на жесткость выполняют в тех случаях, когда их деформации (линейные или угловые) существенно влияют на работу сопряженных с валом деталей.

Уточнённый расчёт валов. Определение коэффициента запаса усталостной прочности.

[σ]_F=στ/[S]_T – στ – предел текучести материала болта, [S]_T – коэф. запаса прочности.

27. Подшипник скольжения — опора или направляющая механизма или машины, в которой трение происходит при скольжении сопряжённых поверхностей. Радиальный подшипник скольжения представляет собой корпус, имеющий цилиндрическое отверстие, в которое вставляется вкладыш, или втулка из антифрикционного материала и смазывающее устройство. Между валом и отверстием втулки подшипника имеется зазор, заполненный смазочным материалом, который позволяет свободно вращаться валу. Расчёт зазора подшипника, работающего в режиме разделения поверхностей трения смазочным слоем, производится на основе гидродинамической теории смазки. При расчёте определяются: минимальная толщина смазочного слоя (измеряемая в мкм), давления в смазочном слое, температура и расход смазочных материалов. В зависимости от конструкции, окружной скорости цапфы, условий эксплуатации трение скольжение бывает сухим, граничным, жидкостным и газодинамическим. Однако даже подшипники с жидкостным трением при пуске проходят этап с граничным трением. Смазка является одним из основных условий надёжной работы подшипника и обеспечивает: низкое трение, разделение подвижных частей, теплоотвод, защиту от вредного воздействия окружающей среды и может быть; жидкой (минеральные и синтетические масла, вода для не металлических подшипников), пластичной (на основе литиевого мыла и кальция сульфоната и др.), твёрдой (графит, дисульфид молибдена и др.) и газообразной (различные инертные газы, азот и др.). Наилучшие эксплуатационные свойства демонстрируют пористые самосмазывающиеся подшипники, изготовленные методом порошковой металлургии. Антифрикционные материалы подшипников изготавливают из твёрдых сплавов (карбид вольфрама или карбид хрома методом порошковой металлургии либо высокоскоростным газопламенным напылением), баббитов и бронз, полимерных материалов, керамики, твёрдых пород дерева (железное дерево). В зависимости от формы подшипникового отверстия подшипники скольжения разделяют на:

• одно- или многоповерхностные;

• со смещением поверхностей (по направлению вращения) или без (для сохранения возможности обратного вращения);

• со (или без) смещением центра (для конечной установки валов после монтажа).

По направлению восприятия нагрузки различают радиальные и осевые (упорные).