Критерии работоспособности плоскоременных передач

Если учесть геометрические размеры ремня в его сечениях b и 5, то можно рассчитывать соответствующие напряжения:

? от дополнительного натяжения вследствие действия центробежных сил

? от усилий 5, в ведущей ветви и S₂ в ведомой.

Так как силы S_]=S₀ + F,/2 и S₂=SQ-F_l/2_i то можно рассчитать напряжения иначе: С =о₀ + o_F/2 и о₂ =о₀— o_F/2_t где o₀ = So/b$ и Of = F,/b& — рабочие напряжения.

Кроме того, в местах перегиба ремня при переходе с линейной ветви на дуговую и обратно имеют место и изгибающие напряжения о_из=е?, где е = З'/р (здесь у —расстояние от средней линии изгиба до наиболее удаленного волокна; о — радиус изгиба) и тогда у = 6/2.

и р = /)/2. В результате . Наконец, большее напряжение изгиба о_ИЗ| = bE/D] на ведущем шкиве и аналогично о_из2 = 6?//)₂, т. е. меньшее напряжение на ведомом шкиве. Болес тонкие (например, пленочные) ремни испытывают меньшие напряжения изгиба.

Рис. 9.8. Эпюра напряжений, действующих в ременном обводе

(в среднем для ремней можно считать модуль? = = 240…270 МПа).

На рис. 9.8 представлена эпюра напряжений в ременном обводе. Фактически на рис. 9.8 эпюра напряжений условно повернута на 90° относительно поверхности чертежа. Видно, что наибольшее суммарное напряжение о_тах имеется в зоне перегиба ведущей ветви при ее входе на малый шкив. Оно нс должно превышать допустимое:

В выражении (9.14) главными причинами усталостного разрушения ремня оказываются напряжения а₀ и особенно а_из|. С увеличением изгибных напряжений прогрессивно уменьшается долговечность ременного обвода, поэтому увеличение диаметров шкивов (особенно ведущего) всегда полезно с точки зрения повышения работоспособности ремня, хотя и увеличиваются габаритные размеры передачи.

Тяговые работоспособности ремней характеризуются кривыми скольжения и КПД — зависимостями, получаемыми в результате экспериментальных исследований. Коэффициент тяги.

е.

Рис. 9.9. Кривые скольжения в ременной передаче

Так как с увеличением передаваемой окружной силой F_t нагрузки растет удлинение ремня и одновременно увеличивается скольжение е = (ц, -v^)jv = 1-У2М вследствие увеличения разности ц, — и₂, то эти графические зависимости представляют расчетный интерес. На рис. 9.9 показаны так называемые тяговые характеристики ременной передачи в виде зависимостей буксования е и КПД т| от коэффициента тяги ф. В зоне / упругого скольжения, когда ремень на шкиве только растягивается, а относительное перемещение еще отсутствует. КПД растет, затем при частичном буксовании (зона 2) потери увеличиваются, а при полной пробуксовке (зона 3) передача мощности становится невозможной. Рабочее значение коэффициента тяги ф₀ целесообразно назначать в районе нс наибольшего КПД, т. е. в конце зоны / упругого скольжения при е ~ 0,01 …0,03. При этом отношение Фтах/^о ~ 1,2… 1,5 зависит от типа применяемого ремня.

Так как то очевидно,

Отношение Ф_тах/фо зависит от материала ремней: для плоских кожаных и шерстяных оно бывает 1,35…1,5; для прорезиненных 1,15…1,3; для хлопчатобумажных — 1,25…1,4. Для клиновых рем ней это отношение обычно больше — до 1,5… 1,6(1,7).

Практическая эксплуатация различных типов ремней показывает, что относительная долговечность существенно зависит от предварительного натяжения: при увеличении напряжения а₀ от 0,9 МПа до 2,5…3,0 МПа относительная долговечность может уменьшиться в 30…40 раз. Учитывая соотношение (9.7) можно записать c_F =.

_efa I.

= 2о₀-?-, или наоборот, необходимое напряжение от предвари;

e^la + l.

тельного натяжения.

Для плоских ремней рекомендуется принимать о₀< 1,8(2,0) МПа, для клиновых о₀< 1,5(1,6) МПа. Полезное напряжение o_F влияет на долговечность аналогично значению a₀; o_F= 2,0…2,5(2,7) МПа. Напряжения от центробежных сил при малых и средних скоростях перематывания сравнительно невелики (при 10м/са_и*0,1…0,12 МПа, при 20 м/с (Ту® 0,3…0,4 МПа, но при скорости 40…45 м/с оно возрастет примерно до 1,6… 1,7 МПа, т. е. уже сопоставимо с рассмотренными выше).

Напряжение о от изгиба ремня при переходе с линейной ветви на дуговую и обратно существен, но зависит от угла перегиба или отношения D/b (рис. 9.10).

При сопоставлении влияния различных составляющих суммарного напряжения оказывается, что влияние изгиба ремня часто может оказаться основным фактором, определяющим долговечность и работоспособность передачи. К тому же это напряжение а_из не благоприятствует повышению тяговой способности, а часто является главной причиной усталостных разрушений ремня.

Рис. 9.10. Изменения напряжения изгиба в ременном обводе

Рис. 9.11. Частота изменения напряжений, а в ремне:

/, 3 — соответственно ведущая и ведомая ветви; 2, 4 — соответственно ведущий и ведомый шкивы; 5 — один пробег ремня

Примечание. I. Значения [оД₀ при а₀ = 2,0 МПа повышаются на 10%, при о₀= 1,6 МПа также понижаются на 10%.

• 2. Для деревянных и пластмассовых шкивов [оД₀ повышаются на 15…20%.
• 3. При работе в сырых и пыльных условиях [сД₀ понижается на 15…25%.

Долговечность ремня зависит не только от действующих напряжений а, но также от частоты их изменения во времени / (рис. 9.11). В этом смысле предпочтительнее более длинный ремень [см. формулу (9.1)1, так как частота нагружений при данной скорости и

Для частоты пробегов ремня рекомендовано выдерживать: для плоских ремней 0? 3…5 с^-1 и для клиновых 0 < 15…20 с" ¹. Чем меньше частота нагружения ремня, тем лучше его охлаждение, а значит и термостойкость передачи. Эти рекомендованные значения 0 до некоторой степени ограничивают применение слишком коротких ремней, т. е. косвенно влияют на выбор межоссвого расстояния.

Кривые скольжения и КПД (см. рис. 9.9) получаются в результате испытаний типовых ремней в несколько идеализированных условиях. Испытательный стенд имеет горизонтальное расположение передачи с двумя одинаковыми шкивами (ведущий и ведомый) с углами охвата а= 180°, передаточное число и — 1, нагрузка равномерная, скорость перематывания ремня условно принимается равной 10 м/с. Натяжение регулируется линейным перемещением одного из шкивов, а напряжение от натяжения о₀ = 1,8 МПа.

В результате испытаний при наибольшем КПД, который получается при ф₀, имеем полезное допускаемое напряжение.

где S_x — запас тяговой способности по скольжению; 5_Т" 1,2…1,4. Полученные значения [аД₀для различных отношений /),/8 приводятся в табл. 9.1 для эталонной передачи.