Нагрузки на валы и опоры

Силы натяжения в ведущей и холостой ветвях ремня F₁иF₂передаются на валы и опоры. Их равнодействующаяF_b определяется из параллелограмма сил по теореме косинусов:

так как

F₁+F₂ = 2F₀,β= π–α₁,

получим после преобразований

F_b = 2F₀sin(α₁/2).

Обычно сила F_bв 2…3 раза больше окружной силыF_t.

РАСЧЕТ РЕМНЕЙ в эволюции

1. σ_max = σ₀ + σ_и1+σ_v + σ_t/2 ≤ σ_{В.ремня} /[S].

2. По тяговой способности

3. По тяговой способности и долговечности

Расчет ремней (общие положения)

Работоспособностьремней определяется двумя основными факторами:тяговой способностью и долговечностью.

Под тяговой способностью понимают способность передавать заданную нагрузку без проскальзывания ремня по шкиву.

Тяговая способность ремня оценивается экспериментальными кривыми скольжения и КПД передачи (см. рис.). Эти кривые показывают зависимость относительного скольжения ε и КПД передачи η от коэффициента тяги передачи φ:

φ = F_t / (2 F₀).

Коэффициент φ характеризует, какая часть начального натяжения ремня используется в виде полезной окружной силы.

Коэффициент тяги φ = F_t / (2F₀).

Кривые скольжения получают на испытательных стендах для типовых условий: скорость ремня V = 10 м/с, угол обхвата на ведущем шкиве α₁= 180º, нагрузка постоянная, передача горизонтальная. На кривой скольжения выделяют три характерные зоны:I– зона упругого скольжения,II– зона частичного буксования,

III– зона полного буксования. В зоне упругого скольжения с ростом φ относительное скольжение линейно возрастает, также происходит увеличение КПД, который достигает максимального значения при φ = φ₀. Значение φ₀называют критическим значением коэффициента тяги передачи. Если коэффициент тяги лежит в диапазоне от φ₀до φ_max, то наблюдается как упругое скольжение, так и частичное буксование, приводящее к изнашиванию ремня и к существенному снижению КПД передачи.

При φ = φ_maxнаблюдается полное буксование ремня на ведущем шкиве, ведомый шкив останавливается.

Наиболее рациональным вариантом использования ременной передачи является такой, при котором φ = φ₀.

Для плоских ремней φ₀= 0,4…0,6,

для клиновых и поликлиновых – φ₀= 0,67…0,8.

По найденному значению φ₀определяютприведенное полезное напряжение

σ_t0 = 2 φ₀ σ₀ /S,

где S= 1,2…1,4 запас тяговой способности по буксованию.

Для определения допускаемых напряжений, учитывающих фактические условия работы передачи, вводят систему корректирующих коэффициентов

[σ_t] =σ_t0 C_α C_v C_γ C_р,

где C_α– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ведущего шкива,

C_v– скоростной коэффициент,

C_γ– коэффициент, учитывающий способ натяжения ремня и угол наклона передачи к горизонту.

C_p– коэффициент режима работы, учитывающий число смен работы передачи в течение суток и динамические нагрузки.

Величина приведенного полезного напряжения зависит от типа ремня.

Для синтетических ремней σ_t0= 5...10 МПа; σ₀= 5...10 МПа; Для резинотканевых ремней σ_t0= 2,5...8 МПа.

При расчете ремня по тяговой способностиопределяют полезное напряжение и сравнивают его с допускаемым значением

σ_t = F_t / A = [σ_t],

где А– площадь поперечного сечения ремня.

Остальные параметры передачи определяются из условий допустимых размеров и долговечности ремня L≈1 год.

Влияние составляющих напряжений на долговечность ремня

σ^m_экв∙N_Е = σ^m_Б∙N_Б. N_Е = N_Б σ^m_Б/σ^m_экв.

N_E – эквивалентное число циклов напряжений, N_E = 2∙3600 h λ.

Здесь h – долговечность ремня, ч.

λ = 10³V/L – число пробегов ремня в секунду;

λ<5 для плоских ремней; λ<10 для клиновых ремней;

σ_Б – базовый предел выносливости материала ремня.

Для резинотканевых ремней σ_Б = 7 МПа. N_Б=10⁷. m=6.

Параметры цикла напряжений .

Обозначим σ_экв=σ_V+ψ_σ∙σ_m

σ_m = (σ_max + σ_min)/2 = [(σ₀ + σ_t/2+ σ_и1экв+ σ_v)+( σ₀ + σ_v – σ_t/2)]/2=

=σ₀ + σ_v + 0.5 σ_и1экв.σ_и1экв= Е∙δ/(D∙С_U); С_U=1,14 – 0,14/u^3,8

σ_V = (σ_max – σ_min)/2 = [(σ₀ + σ_и1+ σ_v + σ_t/2) – ( σ₀ + σ_v – σ_t/2)]/2=0.5(σ_t+ σ_и1экв).

σ_экв=σ_V+ψ_σ∙σ_m=0.5(σ_t+ σ_и1экв)+0.25(σ₀ + σ_v + 0.5 σ_и1экв).