МЕХАНИКА (1)

ет в его ветвях силы

У

F0

Fнач

,

Т

2 cos γ

Н

где γ – угол наклона ветви ремня к линии центров передачи. При

действии вращающего момента T1

силы в ветвях будут равны F1 и

F2 (рис. 23.7).

Б

й

и

р

о

Напряжения в

сечениях

ведущей и ведомой ветвей ремня от

з

го

Р . 23.7.тС лы натяжения ветвей ремня

σ0

F0

,

п

начальн натяжения

е

A

Р

и при д йствии внешней нагрузки

σ

F1

;

σ

F2

,

2

1

A

A

напряжения растяжения σц и

σи соответственно от центробежных

сил и изгиба ремня (как стержня) вокруг шкива (рис. 23.8), следова-

тельно,

У

σ1max

1

σц σи .

Т

Н

Б

й

и

р

о

т

Рис. 23.8. Распределение напряжений в ремне

ли

Фактическую тяговую способность передачи характеризует

з

окружная сила Ft

вращающий момент T1,

который может раз-

о

вить ведущий шкив:

п

T1

ψF0

d1,

(23.1)

где ψ – к эффициент тяги.

е

Из рав нства (23.1) видно, что тяговая способность передачи

возраста т при увеличении силы F0

начального натяжения ветвей

р мня и коэффициента тяги ψ . С увеличением силы F0 возрастает

сила натяжения F1

ведущей ветви под нагрузкой и существенно

снижается долговечность ремня.

РДля получения высокой тяговой способности передач с плоским

Коэффициент тяги

ψ

Ft

.

2F0

Экспериментально установлено,

что коэффициенты тяги ψ

и

У

упругого скольжения ремня ε взаимосвязаны (кривая скольжения,

рис. 23.9).

Т

Н

Б

й

и

р

о

т

При

Рис. 23.9. Кр вая скольжения и зависимость КПД

от коэфф ц ен а яги в клиноременной передаче

з

о

работе плоскоременной передачи часть энер-

КПД передач.

ние

шкивам, аэр динамическое сопротивление движению ремня и шки-

вов, а также трение в подшипниках валов передачи.

Р

пклиноременной передаче к этим потерям добавляются потери

В

на тр

при радиальном перемещении ремня в процессе его входа

в канавку и выхода из нее.

КПД ременной передачи

T2

ω2

T

η

2

T1

ω1

T1i

значению

ψ0 на линейном

участке кривой скольжения. Когда

ψ ψ0 , КПД снижается из-за нарастания потерь на трение.

При оптимальной нагрузке

η = 0,97–0,98 для плоскоременной

передачи и 0,92–0,97 – для клиноременной.

Т

Главные критерии работоспособности передачи. Опыт эксп-

луатации ременных передач показал, что их работоспособностьУ

ограничена тяговой способностью и долговечностью ремня.

Ft

Б

Расчет ременных передач на тяговую способность основан на

показателях тяговой способности и долговечности.

Для расчета используют условие работоспособностиНпередачи в виде

σt

σt ,

(23.2)

A

й

где σt – удельная окружная сила, называемая полезным напряжением;

A – площадь поперечн

и

сечения емня (комплекта ремней);

σt – допускаемое п лезнре напряжение.

Удельная окружная с ла

σ

– параметр, характеризующий тяго-

гоt

вую способность передачит.

Расчет

способности передач с нормальными и узки-

ми клин выми ремнями сводится к определению требуемого чис-

ла ремней

сзтношению, вытекающему из условия (23.2):

тяговой

Ft

Cz

по

z

,

A1

σt

гдеCz – коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-

ния нагрузки между ремнями в комплекте (технологическое огра-

Рничение), Cz = 0,85–1;

передачи.

У

h – толщина ремня.

Т

Н

ГЛАВА 24. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Б

24.1. Общие сведения. Цепи. Материалы

Цепными называют передачи с помощью цепей. Обычно переда-

й

ча состоит из ведущей 1 и ведомой 2 звездочек, связанных между

и

собой приводной цепью 3 (в машиностроении применяют также

грузовые и тяговые цепи) (рис. 24.1).

р

о

т

и

з

о

п

е

Рис. 24.1. Цепные контуры

РЦепные передачи используют в качестве понижающих или по-

Цепные передачи в сравнении с ременными имеют значительно

меньшие габариты

и нагрузки

на валы,

более высокий КПД

(η = 0,96–0,98), в них исключено окружное проскальзывание цепи

по звездочке.

Недостатки передачи: «вытягивание» цепей (увеличение шага

цепей вследствие износа шарниров) и, как следствие, необходи-

мость применения натяжных устройств, необходимость ухода при

эксплуатации (смазка, регулирование), шум, неравномерность хода.

Роликовая

цепь

состоит из

последовательно чередующихся

Н

внутренних 1 и внешних 2 звеньев, которые шарнирно соединеныУ

между собой. Каждое звено выполнено из двух пластин, напрессо-

ванных на втулки 3 (у внутренних звеньев) или оси 4 (уТнаружных

звеньев). Втулки и оси образуют шарниры, которые обеспечивают

«гибкость» цепи. Для уменьшения износа зубьев звездочек на втул-

й

ку перед сборкой звена надевают ролик 5, свободно вращающийся

на ней (рис. 24.2).

и

Б

р

о

т

и

з

о

п

Рис. 24.2. Роликовая цепь

Основным

араметром приводных цепей является шаг t – рас-

стояние м жду осями двух смежных роликов наружного или внут-

р

го звена, от которого зависит несущая способность цепи. Ос-

новныеннеразмеры и характеристики цепей зависят от шага.

Материалы. Пластины (2, 1 на рис. 24.2) цепей изготовляют из

Рсреднеуглеродистых и легированных сталей 45, 50, 40Х, 40ХН и др.

Н

ний, опыта проектирования и эксплуатации передач во многихУ

странах принято z1min ≥ 19 при υц > 2 м/с, где υц – скорость цепи.

В тихоходных передачах допускается z1min = 13–15.

Т

24.2. Усилия в элементах передачи. Расчет передачи

й

Натяжение от силы тяжести

и

Б

q a2

р

,

Fg

8 f

о

ц

вает

где q – масса цепи длин й 1 м;

a – межосевое расс

яние;

fц – стрела пров сан

я.

Провисание обеспеч

более

плавную работу

передачи и

меньшее изнаш ван в шарнирах цепи. Стрелу провисания ведо-

мой ветви н в й цепина основании практического опыта назнача-

п

ют равн й fц =з0,02а при γ ≤ 40° и (0,015–0,01)а при γ > 40°, где γ –

угол накл на ветви к горизонту.

е

В роцессеоработы под нагрузкой ведущая ветвь растягивается

силой

Р

F1 Ft Fq

F Fд ,

где Ft – окружная сила;

Fq – натяжение в ведомой ветви от силы тяжести;

F q

2

– натяжение цепи от действия центробежных сил;

ц

F2

Fq

F .

У

Окружная сила

Ft

2T1

P

,

Т

1

d1

ц

Н

где Р – мощность, передаваемая цепью;

d

– диаметр делительной окружности ведущей звездочки.

Б

Нагрузка на валы цепной передачи при средних скоростях дви-

жения цепи (υц < 15 м/с)

Fr

k Ft

,

и

где k

= 1,15 (для

горизонтальной передачи) и 1,05 (для верти-

кальной).

р

й

Число зубьев z1

и z2 звездочек выб

ают из условия обеспечения

минимальных габаритов и б лее плавного хода цепи.

На практике стремятся к му, чтобы a = (30–50)t.

В основу расчета

с с

йк сти шарниров положено условие

изн

триботехнической надежносои в форме

п

т Pи

Pи

,

где Pи и [Pи] з– с тветственно расчетное и допускаемое по изно-

состойк сти давление (удельная нагрузка) в шарнире.

е

Расч тноедавление в шарнире связано с внешней нагрузкой и

г ом трич скими параметрами цепи очевидным соотношением, вы-

т кающим из уравнения равновесия звена цепи:

Р

P

Ft

Kд

P

Kд

,

и

Aоп

Km

Km

где P

Ft

– номинальное давление в шарнире;

Aоп

1.7; 2.5; 3 соответственно для m = 1; 2; 3; 4);

Aоп – опорная поверхность шарнира.

Коэффициенты Kд

и Km представляют собой ограничения экс-

плуатационного и конструктивного характера.

У

ГЛАВА 25. НЕСУЩИЕ ДЕТАЛИ И ОПОРНЫЕ

УСТРОЙСТВА МЕХАНИЗМОВ

Н

25.1. Валы и оси. Классификация.

Т

Расчет на прочность. Материалы

Для поддержания вращающихся деталей и передачи вращающе-

й

го момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в кон-

струкциях используют прямые валы в формеБтел вращения, уста-

навливаемые в подшипниковых опорах.

р

В зависимости от воспринимаемых с л различают простые валы,

торсионные валы и оси.

Этот

Расчет на прочность.

асчетиявляется основным для валов

приводов, поэтому его вып лняют в т и этапа.

т

На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии дан-

прочности

ных об изгибающих момен ах диаметр вала (в миллиметрах) при-

ближенно может бы ь найден по известному вращающему момен-

з

ту Т из условия

по заниженным значениям допускаемых

о

к

к

напряжений при кручении:

п

d

3

1000T

3

9554P

,

где

0, 2 τ

0, 2 τ n

Р

Т – вращающий момент, Н∙м;

ки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, наприУ-

мер, от неуравновешенности вращающихся деталей.

Так как валы работают в основном в условиях изгибаТи круче-

ния, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напря-

жение в точке наружного волокна по энергетической теории проч-

Н

ности определяют по формуле

Б

σ

экв

σ2

3τ2 ,

к

й

где σи и τк

– соответственно на большее напряжение в расчетном

и

сечении вала от изгиба м мент м Mи

и кручения моментом Mк.

Напряжения

р

о

M z

σ

Mи

, τ

,

к

т

Wp

и

Wx

где Wx и Wp

– с тветственно осевой и полярный момента сопро-

з

тивления сечения вала.

о

п

Моменты сопротивления сечений валов

Форма

Эскиз

Момент сопротивления

с ч ния

е

Wи

πd 3

Круглое

32

Р

2Wи