От каких основных факторов зависит предельное напряжение? В каких случаях за предельное напряжение принимают предел выносливости?

0.14.Для выбора допускаемых напряжений и коэффициентов запаса прочности в машиностроении принимают следующие два метода:

• табличный — допускаемые напряжения и коэффициенты запаса прочности выбирают по специальным таблицам (см., например, табл. 0.1). Этот метод менее точен, так как не учитывается ответст­венность детали, точность определения нагрузок и другие важные факторы, но он удобен для практического пользования;

• дифференциальный — допускаемое напряжение или допускаемый коэффициент запаса прочности определяют по соответствующей формуле, которая учитывает различные факторы, влияющие на прочность рассчитываемой детали.

Таблица 0.1. Ориентировочные значения допускаемых коэффициентов запаса прочности [s]

Материал	Предел текучести σT	Временное сопротив­ление σB	Предел выносливости σ-1
Пластичные стали (углеродистые и легированные при высокой температуре отпуска)	1,2—1,8	—	1,3-1,5
Высокопрочные стали с пониженными пластическими свойствами (низкой температурой отпуска) и высоко­прочные чугуны	1,5-2,2	2,0-3,5	1,5—1,7
Стальные отливки	1,6-2,5	—	1,7-2,2
Чугуны (серые и модифицированные)	—	3,0-3,5	—
Цветные сплавы (медные, алюминиевые, магние­вые) — кованые и прокатные	1,5-2,0	—	1,5-2,0
Цветные сплавы (литье)	2,0-2,5	2,5-3,0	2,0-2,5
Особо хрупкие материалы (пористые хрупкие отливки, порошковые материалы)	—	3,0-6,0	—
Пластмассы	—	3,0-5,0	—

Примечание. Меньшие значения [s] относят к расчетам с весьма точными параметра­ми нагружения. Для ответственных деталей, выход из, строя которых связан с серьезны­ми авариями, табличные значения следует увеличить на 30—50 %.

Так, например, допускаемый коэффициент запаса прочности определя­ют по формуле

[s]=[s]₁ [s]₂ [s]₃, (0.10)

где [s]₁, — коэффициент, отражающий влияние точности определения дей­ствующих на деталь нагрузок, достоверность найденных расчетом внутрен­них сил и моментов и т. д. (при применении достаточно точных методов расчета [s]₁, = 1 ÷ 1,5; при менее точных расчетах [s]₁, = 2 ÷ 3 и более);

[s]₂—- коэффициент, отражающий однородность материала, чувстви­тельность его к недостаткам механической обработки, отклонения механи­ческих свойств материала от нормативных в результате нарушения техно­логии изготовления детали (для пластичного материала [s]₂= 1,2 ÷ 2,2; для хрупкопластичного [s]₂= 1,6 ÷ 2,5; для хрупкого [s]₂= 2 ÷ 6);

[s]₃ — коэффициент, обеспечивающий повышенную надежность особо ответственных и дорогостоящих деталей ([s]₃ = 1 ÷ 1,5).

На практике применяют как дифференциальный, так и табличный ме­тоды.

3. Циклы напряжений. Расчёты на выносливость.

В подавляющем большинстве случаев напряжениеизменяется периодически (рис. 10.1). Совокупность всех значений напряжений в течении одного периода называется циклом напряжений.

Характеристиками циклов напряжений являются:

1. максимальное напряжение цикла – σ_max;
2. минимальное напряжение цикла – σ_min;
3. среднее напряжение цикла –

σ_m=(σ_max + σ_min)/2;

1. амплитуда цикла –

σ_a=(σ_max – σ_min)/2;

1. Коэффициент асимметрии цикла –

r= σ_min / σ_max.

Циклы, имеющие одинаковые коэффициенты асимметрии цикла, называются подобными.

Рис. 10.1

Наиболее распространенными являются:

Рис. 10.2

1. Симметричный цикл (рис. 10.2,а), в котором

σ_a = σ_max = -σ_min.

При этом σ_m=0, r=-1.

1. Отнулевой (пульсирующий) цикл (рис. 10.2,б). Для этого случая

σ_max=σ, σ_min=0, σ_m=σ_a=σ/2, r=0.

1. Статическое напряжение иногда называют постоянным циклом (рис. 10.2,в), в нем

σ_a=0, σ_max=σ_min=σ_m=σ, r=+1.

Любой асимметричный цикл можно представить как сумму симметричного цикла и постоянного напряжения.

В случае действительных переменных касательных напряжений остаются в силе все термины и соотношения, с заменой σ на τ.

Для оценки прочности материала при переменных напряжениях используется определяемая опытным путем характеристика – предел выносливости σ_r, который представляет собой наибольшее в алгебраическом смысле напряжение цикла, при котором образец выдерживает не разрушаясь неограниченно большое число циклов.

Практически установлено, что если стальной образец выдержал некоторое базовое число циклов N_Б , и не разрушился, то он не разрушится и при любом другом большем числе циклов. Для стали и чугуна принимают N_Б=10⁷.

Для цветных металлов и сплавов пользуются лишь понятием предела ограниченной выносливости при N_Б=10⁸, т.к. они при очень большом числе циклов могут разрушиться и при небольших напряжениях.

На величину предела выносливости σ_r влияют различные факторы:

Асимметрия цикла.

Минимальное значение имеет предел выносливости при симметричном цикле (r = - 1). Он в несколько раз меньше предела прочности, например, для углеродистой стали

σ_-1 ≈ 0,43σ_в,

для легированной стали

σ_-1 ≈ 0,35σ_в+120 МПа,

для серого чугуна

σ_-1 ≈ 0,45σ_в.

Вид деформации.

При растяжении-сжатии предел выносливости

σ_-1р = (0,7–0,8)σ_-1.

При кручении - τ_-1 ≈ 0,58σ_-1.

Концентрация напряжений.

Снижение предела выносливости за счет наличия концентраторов напряжений (выточек, отверстий, шпоночных канавок, резких переходов от одних размеров детали к другим и др.) учитывается действительным коэффициентом концентрации напряжений к_σ (к_τ) > 1.

В неответственных расчетах и при отсутствии данных величину к можно определять по следующим эмпирическим соотношениям:

1. при отсутствии острых концентраторов для детали с чисто обработанной поверхностью
   
2. при наличии острых концентраторов напряжений
   

В приведенных соотношениях σ_в выражена в МПа. Эти формулы годятся для сталей с σ_в от 400 до 1300 МПа, и при их использовании не следует отдельно учитывать влияние качества поверхности детали.

4) Качество обработки поверхности учитывается при помощи коэффициента β >1, значение которого для различного качества обработки поверхности приводится в таблицах и графиках.

5) Абсолютные размеры детали учитываются при помощи так называемого масштабного фактора α_м>1. Значение α_м для различных материалов в зависимости от диаметра детали определяются из специальных графиков. Приближенно величины масштабного фактора для валов может быть вычислена по эмпирической зависимости

α_м=1,2+0,1(d–3), (10.3)

где d – диаметр вала в сантиметрах.

Совместное влияние концентрации напряжений, качества обработки поверхности и размеров детали оценивается коэффициентом

к_σ = к_σ · β · α_м. (10.4)

Расчет на прочность при переменных напряжениях (расчет на выносливость) на практике обычно выполняется как проверочный. Условие прочностипринято записывать в виде

n ≥ [n], (10.5)

где [n]=1,4–3,0 – нормативный коэффициент запаса усталостной прочности детали при данном цикле напряжений.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле

Здесь ψ - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла на предел выносливости. В случае, когда известна величина предела выносливости при пульсирующем цикле σ₀

ψ=(2σ_-1 - σ₀)/σ₀.

При отсутствии значений σ₀ (τ₀) можно принимать

ψ=σ_-1/s,

где s = 1400 МПа – для углеродистых и низколегированных сталей; s = 2000 МПа – для легированных сталей.

Наряду с коэффициентом запаса по усталостному разрушению должен быть определен коэффициент запаса по текучести

В качестве расчетного следует принять меньший из коэффициентов n_σ и n_σT.

Аналогично вычисляют и коэффициенты запаса по касательным напряжениям:

Для плоского напряженного состояния, когда действуют нормальные и касательные напряжения, коэффициент запаса определяется по эмпирической формуле

4. Ремённые передачи. Классификация, кинематика и геометрия передачи.

Ременные передачи.

Передача механической энергии, осуществляемая гибкой связью за счет трения между ремнем и шкивом, называется ременной.

Ременная передача состоит из двух или большего числа шкивов и бесконечного ремня, надетого на шкивы с натяжением. Энергия передается от ведущего вала О1 к ведомому валу О2 с изменением или без изменения величины и направления угловой скорости. Свободный участок ремня, который набегает на ведущий шкив, называется ведущей веткой ремня, а свободный участок, который набегает на ведомый шкив, называется ведомой веткой.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают следующие виды ременных передач:

- плоскоременные с прямоугольным профилем поперечного сечения ремня; - клиноременные с трапециевидным профилем; - поликлиноременные; - круглоременные; - зубчатые ремни, которые обеспечивают постоянство передаточного числа и хорошую тяговую способность.

Классификация ременных передач

в зависимости от назначения передачи и взаимного расположения осей валов.

1) Открытые с параллельными осями валов и вращением их шкивов в одном направлении.

2) Перекрестные с параллельными осями валов и вращением шкивов в противоположных направлениях.

3) Угловые со скрещивающимися или пересекающимися осями валов.

Предпочтительны первые передачи, которые называют открытыми.

Достоинства:

- возможность передачи энергии на большие расстояния: плоскими до 12÷15 м и клиновыми до 6 м;

- простота и низкая стоимость;

- плавность и бесшумность хода;

- предохранение механизмов от поломок при буксовании при перегрузках;

- возможность передачи мощностей от долей кВт до сотен кВт, обычно от 0,2 кВт до 50 кВт, но встречаются уникальные передачи, которые передают мощность до 1500 кВт;

- большой диапазон скоростей (v 30 );

- простота обслуживания и ухода;

- относительно высокий КПД: η = 0,92 ÷ 0,98;

- передаточное число 7;

- смягчение вибрации и толчков вследствие упругой вытяжки ремня.

Недостатки:

- непостоянство передаточного числа;

- относительно большие габариты;

- вытягивание ремня;

- не возможность применения во взрывоопасных помещениях из‑за электризации ремня;

- большие нагрузки на валы и опоры (подшипники).

Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние адолжно быть достаточно большим, а передаточное число u не строго постоянным (в приводах станков, транспортеров, дорожных машин и т.д.).

Основные геометрические и кинематические соотношения

1. Межосевое расстояние аременной передачи определяется в основном конструкцией привода машины.

Рекомендуется:

для плоскоременных передач а 1,5 (d₁ + d₂) + h;

для клиноременных и поликлиноременных передач а 0,55 (d₁ + d₂) + h , где

d₁ и d₂ - диаметры шкивов;

h – высота сечения ремня

1. Расчетная длина ремня l:

.

1. Угол обхвата ремнем малого шкива

a = 180⁰ -

Для плоскоременной передачи рекомендуется |a | 150⁰,

Для клиноременной |a| 120⁰

5. Плоскоремённые передачи. Материалы ремней. Силы, действующие в передаче. Напряжения в ремне.

Наиболее типичные схемы передач плоским ремнем представлены на рис. 3.38: а — открытая (оси валов параллельны, шкивы вращаются в одинаковом направлении); б — перекрестная (оси валов парал­лельны, шкивы вращаются в противоположных направлениях); в — по­луперекрестная (оси валов перекрещиваются); г — угловя

Рис. 3.38

(с направляющими роликами, оси валов перекрещиваются или пересека­ются) д — со ступенчатыми шкивами (регулируемая переда­ча); е — с холостым шкивом (применяется для пуска и останов­ки ведомого вала при непрерывном вращении ведущего); ж — с на­тяжным роликом (применяется при малых межосевых расстояниях и больших передаточных числах и ≤ 10; натяжной ролик увеличивает угол обхвата шкивов и автоматически обеспечивает постоянное натяжение ремня). Наибольшее распространение имеют открытые плоскоременные пе­редачи. По сравнению с другими они обладают более высокой нагрузочной способностью, КПД и долговечностью ремней;

КПД передач плоским ремнем η = 0,93...0,98. Передаточное число открытой передачи и ≤ 5; с натяжным роликом и ≤ 10.

Плоскоременные передачи предпочтительны при больших межосе­вых расстояниях; кроме того, они сравнительно дешевы, ремни их обла­дают большой гибкостыо. и повышенной долговечностью, шкивы просты по конструкции. Плоскоременные передачи применяют при весьма высо­ких скоростях ремня (до 100 м/с).

Материал ремней. Общие требования, которые предъявляются к материалам приводных ремней, заключаются в следующем: достаточно высокое сопротивление усталости, статическая прочность и износостой­кость, высокий коэффициент трения, эластичность (малая жесткость при растяжении и изгибе), а также невысокая стоимость и недефицитность.

Плоские ремни бывают кожаные, шерстяные, хлопчатобумажные, резинотканевые и синтетические.

К о ж а н ы е р е м н и среди плоских ремней обладают наибольшей тяговой способностью и эластичностью. Кожаные ремни хорошо работа­ют при переменных и ударных нагрузках на шкивах малых диаметров; допускаемая скорость ремня 45 м/с. Ремни изготовляют одинарными и двойными (по согласованию с потребителем допускается изготовлять тройные ремни) шириной от 10 до 560 мм. Кожаные ремни не рекоменду­ется применять в промышленных установках при едком паре и газах. Из-за дефицитности и высокой стоимости применение кожаных ремней весьма ограничено.

Ш е р с т я н ы е р е м н и состоят из слоев шерстяной тканой осно­вы, прошитых хлопчатобумажными нитями и пропитанных специальным составом, состоящим из железного сурика на олифе. Эти ремни дороги, но хорошо противостоят сырости и воздействию химически активных сред, поэтому применяются главным образом в химической промышлен­ности.

Шерстяные ремни хорошо работают при неравномерных и удар­ных нагрузках и допускают скорость ремня до 30 м/с.

Х л о п ч а т о б у м а ж н ы е цельнотканые пропитанные ремни со­стоят из нескольких слоев хлопчатобумажной пряжи, пропитанных спе­циальным составом. Такие ремни применяются при небольших мощно­стях и скоростях ремня до 25 м/с; удовлетворительно работают на шкивах малых диаметров, непригодны при работе на открытом воздухе, в сырых помещениях, при опасности воздействия кислот и температуры выше 45° С.

Резинотканевые плоские приводные ремни имеют наиболь­шее распространение. Они состоят из тканевого каркаса нарезной конст­рукции с резиновыми прослойками между прокладками. Каркас ремней изготовляют из технических тканей с хлопчатобумажными, комбиниро­ванными или синтетическими нитями (по согласованию с потребителем ремни на основе первых двух тканей допускается изготовлять без резино­вых прослоек). Наиболее прочны ремни с каркасом из синтетических тканей. Основная нагрузка воспринимается тканью, а резина обеспечива­ет работу ремня как единого целого, защищает ткань от повреждений и повышает коэффициент трения ремня о шкив.

Резинотканевые ремни обладают хорошей тяговой способностью, прочностью, эластичностью, малочувствительны к влаге и колебаниям температуры, однако их нельзя применять в средах, содержащих нефте­продукты.

Резинотканевые ремни допускают скорость до 30 м/с.

Для некоторых видов резинотканевых ремней в зависимости от их функционального назначения стандарт устанавливает средний ресурс или средний срок службы в часах или других единицах.

С и н т е т и ч е с к и е плоские ремни. Весьма перспективны плоские ремни из синтетических материалов, обладающие высокой статической прочностью, эластичностью и долговечностью. Армированные пленоч­ные многослойные ремни на основе синтетических полиамидных мате­риалов могут передавать мощности в тысячи киловатт при скорости рем­ня до 60 м/с. П л е н о ч н ы е ремни малой толщины (от 0,4 до 1,2 мм) могут передавать значительные мощности (до 15 кВт), работать при скоростах до 100 м/с и на шкивах малых диаметров. Тяговую способность синте­тических ремней повышают за счет специальных фрикционных покрытий.

Расчет плоскоременных передач.При .проектном расчете плоскоременных передач прежде всего выбирают тип ремня, а затем опреде­ляют минимальный диаметр малого шкива по формуле М. А. Саверина:

(3.114)

где Р₁ — передаваемая мощность; ω₁, — угловая скорость малого шкива

(для синтетических ремней формула Саверина дает несколько завышен­ные результаты).

Полученный диаметр округляют до ближайшего стандартного значе­ния А из ряда, (мм): 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д. до 2000. Затем находят окружную скорость ремня по фор­муле и сопоставляют ее с оптимальной для выбранного типа ремня. Далее определяют все геометрические параметры передачи и при­ступают к расчету ремня.

В качестве характеристики тяговой способности кожаных, шерстя­ных и хлопчатобумажных ремней принимается п р и в е д е н н о е полезное напряжение

(3.115)

где φ₀ — оптимальный коэффициент тяги; σ₀ — предварительное на­пряжение.

Величинуk₀выбирают в зависимости от типа ремня и минимально допустимого отношения , где δ — толщина ремня.

Тогда при σ₀ =1,8 МПа для ремней: кожаных k₀ ⁼ 1,7 МПа; хлопча­тобумажных k₀= 1,5 МПа; 1шерстяных k₀= 1,2 МПа.

Зная диаметр D₁малого шкива и отношение D₁/δ, определяем тол­щину ремня δ, округляя ее до ближайшего меньшего стандартного значе­ния. Дальнейший расчет кожаных и текстильных ремней сводится к оп­ределению ширины b ремня по формуле

(3.116)

где F_t — окружная сила;[k]— допускаемое полезное напряжение:

(3.117)

В этой формуле k₀ — приведенное полезное напряжение; C₀ — ко­эффициент, учитывающий тип передачи и ее расположение (для откры­тых горизонтальных передач и любых передач с автоматическим натяже нием ремня Со = 1; при угле наклона межосевой линии к горизонту более 60° С_о = 0,9...0,8, так как при больших углах наклона передачи вес ремня ухудшает его сцепление с нижним шкивом); С_а— коэффициент угла об­хвата малого шкива:

α₁⁰ -------------- 180 170 160 150

С_α -------------- 1,0 0,97 0,94 0,91

C_v — коэффициент влияния центробежных сил, зависящий от скоро­сти v ремня:

,m/c -------------- 1 10 20 30

C_v -------------- 1,04 1,0 0,88 0,68

С_р — коэффициент динамичности и режима работы (при односменной работе и характере нагрузки: спокойная С_р = 1, умеренные колебания С_р = 1,2, ударная С_р = 1,3; при двухсменной работе значения повышаются на 15%, при трехсменной — на 40%).

У резинотканевых ремней основную нагрузку несут тканевые прокладки, поэтому в качестве характеристики тяговой способности этих ремней принимается приведенная рабочая нагрузка q, при­ходящаяся на миллиметр ширины одной прокладки.

По стандарту для тканей из хлопчатобумажных и комбинированных нитей q = 3 Н/мм, для тканей из синтетических нитей q = 10...20 Н/мм в зависимости от сорта ткани.

Ширина b резинотканевых ремней определяется по формуле

(3,118)

где F_t — окружная сила; i — количество прокладок в ремне; [q] — допускаемая рабочая нагрузка на миллиметр ширины прокладки: (3.119)

(коэффициенты С выбирают такими же, как для кожаных и текстильных ремней).

Количество прокладок i в ремне определяется по табл.3.16 в зависимости от диаметра малого шкива и скорости ремня.

Таблица 3.16

Количество	Диаметр шкива, мм, для скорости ремня до, м/с
прокладок
3 4 5 6	80 112 160 250	100 125 180 280	112 160 200 320	125 180 225 360	140 200 250 400	160 225 280 450

Ширина резинотканевых ремней выбирается из стандартного ряда (мм): 20; 25; 32; 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125 и т. д. до 1200.

Для резинотканевых ремней сила F_o предварительного натяжения ремня определяется по формуле

(3.120)

где q₀ — удельная сила предварительного натяжения, приходящаяся на единицу ширины одной прокладки (q₀ = 2 Н/мм при малом межосевом расстоянии; q₀ = 2,25 Н/мм при большом межосевом расстоянии; q₀ = 2,5 Н/мм при автоматическом натяжении).

В большинстве случаев резинотканевые ремни выпускают в рулонах, поэтому для сшивки концов длину ремня увеличивают против расчетной на 100—400 мм.

В качестве характеристики тяговой способности синтетических ремней принимается приведенная предельная окружная сила q (передаваемая единицей ширины ремня), которая устанавлива­ется в зависимости от выбранной толщины ремня δ и предварительного напряжения σ₀ (q = 2... 12 Н/мм, см. справочники).

Для синтетических ремней толщиной δ = 0,4... 1,2 мм отношение

(D_min / δ) ≈ 75.

Расчет синтетического ремня заключается в определении его шири­ны по формуле

(3.121)

где F, — окружная сила, [q]— допускаемая удельная окружная сила:

(3.122)

(коэффициенты С выбирают в соответствии с ранее приведенными рекомендациями).

3.3.4 Зубчато-ременные передачи

Зубчато-ременные передачи — весьма перспективный вид передач для приводов машин.

В этих передачах (рис. 3.42) бесконечный плоский ремень, имеющий на внутренней поверхности зубья трапецеидальной формы, входит в зацепление с зубчатым шкивом. По сравнению с другими видами передач гибкой связью зубчато-ременные передачи обладают рядом преимуществ: отсутствие скольжения, малые габариты, небольшие нагрузки на валы и их опоры (немного превышающие или равные окружной силе), незначительная вытяжка ремня и высокий КПД (0,94...0,98).

Рис. 3.42

Зубчато-ременные передачи применяют при скоростях ремня до 50 м/с, передаточных числах u ≤ 12 и мощностях до 100 кВт и более. Передачи зубчатым ремнем обычно служат в качестве понижающих в приводах от электродвигателей к приемным валам машин, например металлорежущих станков.

Зубчатые ремни имеют несущий слой в виде металлического троса, стекловолокна или полиамидного шнура, находящегося в резиновой или пластмассовой основе. Для повышения износостойкости зубья покрывают тканью из, синтетического волокна.

Наличие жесткого и прочного несущего каркаса обеспечивает неизменяемость окружного шага р при работе передачи. Расчетный диаметр d_p шкивов зубчато-ременной передачи соответствует положению несуще­го слоя ремня, надетого на шкивы (см. рис. 3.42).

Основной конструктивный параметр зубчатого ремня — модуль т:

(3.132)

Где p — окружной шаг; стандартизованы модули т, мм; 2; 3; 4; 5; 7; 10.

Расчет зубчато-ременных передач. Расчет передач ведется из условия прочности ремня. Модуль передачи зубчатым ремнем вычисляется в зависимости от передаваемой мощности Р и угловой скорости со, быстроходного вала по формуле

(3.133)

полученное значение округляется до ближайшего стандартного.

Для обеспечения долговечности ремня при малых габаритах передачи число зубьев малого шкива ограничивается минимальными значениями: z_min= 10...22 при т = 2...5 мм и z_min = 17...28 при m = 7...10 мм; большие значения назначают при больших скоростях.

Число зубьев z₂ большего шкива равно

(3.134)

где и — передаточное число.

Расчетные диаметры шкивов определяют по таким формулам:

(3.135)

Межосевое расстояние а предварительно принимают в пределах

(3.136)

Число зубьев z_p ремня предварительно принимают равным

(3.137)

где L — предварительная расчетная длина ремня, вычисляемая по формулам 3.3.1.; полученное число зубьев округляют до ближайшего стандартного значения из ряда: 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112 и т. д.

до 250. Окончательная расчетная длина ремня.

(3.138)

Окончательное межосевое расстояние определяется по формулам 3.3.1.

Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом,

(3.139)

где α₁ — угол обхвата малого шкива, определяемый по формулам 3.3.1. Рекомендуется z_p0 ≥ 6; при несоблюдении этого условия следует увели­чить межосевое расстояние.

Дальнейший расчет передачи заключается в определении ширины ремня по формуле (без учета влияния центробежных сил):

(3.140)

где F, — окружная сила, передаваемая ремнем; [q] — допускаемая удельная окружная сила, приходящаяся на единицу ширины ремня. Допускаемая удельная окружная сила:

где q₀ — приведенная удельная окружная сила, выбираемая в зависимости от модуля:

m мм....... 2 3 4 5 7 10

q₀ Н/мм.... 5 10 25 35 45 60

C_F — коэ.ффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине несущего слоя; C_F ≈ 0,85; С_р — коэффициент динамичности и режима работы, выбираемый как для плоскоременных передач.

Полученное значение ширины ремня округляется до ближайшего большего стандартного из ряда (мм): 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100.

Нагрузка R на валы и опоры зубчато-ременной передачи

(3.142)

где F_t — окружная сила.

6. Клиноремённые передачи. Типы клиновых ремней. Расчёт клиноремённых передач. Усилия на валы в ремённых передачах.

Обычно клиноременная передача представляет собой от­крытую передачу с одним или несколькими ремнями. Рабочими поверх­ностями ремня являются его боковые стороны.

По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи обла­дают большей тяговой способностью, имеют меньшее межосевое рас­стояние, допускают меньший угол обхвата малого шкива и большие пе­редаточные числа (и < 10). Однако стандартные клиновые ремни не до­пускают скорость более 30 м/с из-за возможности крутильных колебаний ведомой системы, связанных с неизбежным различием ширины ремня по его длине и, как следствие, непостоянством передаточного отношения за один пробег ремня. У клиновых ремней большие потери на трение и на­пряжения изгиба, а конструкция шкивов сложнее.

Клиноременные передачи широко используют в индивидуальных приво­дах мощностью до 400 кВт. КПД клиноременных передач η = 0,87 ... 0,97.

Поликлиновые ременные передачи не имеют боль­шинства недостатков, присущих клиноременным, но сохраняют достоин­ства последних. Поликлиновые ремни имеют гибкость, сравнимую с гиб­костью резинотканевых плоских ремней, поэтому они работают более плавно, минимальный диаметр малого шкива передачи можно брать меньшим, передаточные числа увеличить до и < 15, а скорость ремня — до 50 м/с. Передача обладает большой демпфирующей способностью.

Клиновые и поликлиновые ремни.Клиновые приводные ремни выполняют бесконечными резинотканевой конструкции трапецеидально­го сечения с углом клина φ₀ = 40°. В зависимости от отношения ширины b_а большего основания трапеции к ее высоте h клиновые ремни бывают нормальных сечений (b₀/h = 1,6, см.); узкие (b₀/h= 1,2); широкие (b₀/h =2,5 и более; применяют для клиноременных вариаторов).

В настоящее время стандар­тизованы клиновые рем­ни нормальных сече­ний, предназначенные для при­водов станков, промышленных установок и стационарных сель­скохозяйственных машин. Ос­новные размеры и методы контроля таких ремней регламентированы ГОСТ 1284.1-89. Ремни сечения Е0 применяют только для действующих машин и установок. Стан­дартные ремни изготовляют двух видов: для Умеренного и тропического климата, работаю­щих при температуре воздуха от минус 30 до плюс 60 °С, и для холодного и очень холодного климата, работающих при температуре от ми­нус 60 до плюс 40 °С. Ремни сечений А, В и С для увеличения гибкости могут изготовляться с зубь­ями (пазами) на внутренней поверхности, полу­ченными нарезкой или формованием (рис. 6.9, в).

Клиновые ремни (рис. 6.9, а, 6) состоят из резинового или резинотканевого слоя растяже­ния 1, несущего слоя 2 на основе материалов из химических волокон (кордткань или кордшнур), резинового слоя сжатия 3 и оберточного слоя прорезиненной ткани 4. Сечение ремня кордтканевой (а), кордшнуровой (б) конструк­ции показаны на рис. 6.9. Более гибки и долго­вечны кордшнуровые ремни, применяемые в быстроходных передачах. Допускаемая скорость для ремней нормальных сечений v < 30 м/с.

Технические условия на ремни приводные клиновые нормальных се­чений регламентированы ГОСТ 1284.2—89, а передаваемые мощности — ГОСТ 1284.3—89.

Кроме вышеуказанных приводных клиновых ремней стандартизова­ны: ремни вентиляторные клиновые (для двигателей автомобилей, трак­торов и комбайнов) и ремни приводные клиновые (для сельскохозяйст­венных машин).

При необходимости работы ремня с изгибом в двух направлениях применяют шестигранные (сдвоенные клиновые) ремни.

Весьма перспективны узкие клиновые ремни, которые пе­редают в 1,5—2 раза большие мощности, чем ремни нормальных сече­ний. Узкие ремни допускают меньшие диаметры малого шкива и работа­ют при скоростях до 50 м/с; передачи получаются более компактными. Четыре сечения этих ремней У0 (SPZ), УА (SPA), УБ (SPB), УВ (SPC) заменяют семь нормальных сечений.

Узкие ремни обладают повышенной тяговой способностью за счет лучшего распределения нагрузки по ширине несущего слоя, состоящего из высокопрочного синтетического корда. Применение узких ремней значительно снижает материалоемкость ременных передач. Узкие ремни пока не стандартизованы и изготовляются в соответствии с ТУ 38 605 205-95.

Следует отметить, что в клиноременных передачах с несколькими ремнями из-за разной длины и неодинаковых упругих свойств нагрузка между ремнями распределяется неравномерно. Поэтому в передаче не рекомендуется использовать более 8...12 ремней.

Поликлиновые ремни (см. рис. 6.1, г) представляют собой бесконечные плоские ремни с ребрами на нижней стороне, работающие на шкивах с клиновыми канавками. По всей ширине ремня расположен высокопрочный синтетический шнуровой корд; ширина такого ремня в 1,5—2 раза меньше ширины комплекта ремней нормальных сечений при одинаковой мощности передачи.

Поликлиновые ремни пока не стандартизованы; на основании нор­мали изготовляют три сечения кордшнуровых поликлиновых ремней, обозначаемых К, Л и М, с числом ребер от 2 до 50, длиной ремня от 400 до 4000 мм и углом клина φ₀ = 40°.

По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи облада­ют значительно большей тяговой способностью за счет повышенного сцепления, обусловленного приведенным коэффициентом трения f ' между ремнем и шкивом.

Как известно из рассматриваемой в теоретической механике теории трения клинчатого ползуна,

f '= f sin(a/2),

где f — коэффициент трения на плоскости (для прорезиненной ткани по чугуну f = 0,3); a — угол профиля канавки шкива.

Приняв a = φ₀ = 40°, получим

f ' = f sin20°=3 f.

Таким образом, при прочих равных условиях клиновые ремни способны передавать в три раза боль­шую окружную силу, чем плоские.

Расчет передачи с клино­выми ремнями.Расчет проводят из условий обеспечения тяговой способности и долговечности ремней; он основан на тех же предпосылках, что и расчет плос­коременных передач.

Расчет ремней выполняют с помощью таблиц, содержащих номинальные мощности, передаваемые одним ремнем в зависимости от сече­ния ремня, расчетного диаметра малого шкива, его частоты вращения и передаточного числа (расчетный диаметр шкива клиноременной передачи соответствует положению нейтрального слоя ремня, установленного в канавке шкива; см. диаметр d_p на рис. 6.14).

Проектный расчет клиноременной передачи начинают с вы­бора сечения ремня по заданной передаваемой мощности и часто­те вращения малого шкива с помощью графиков (рис. 6.10). При мощно­стях до 2 кВт применяют с