Напряжение от растяжения ремня
Напряжения в ремне
Характеристика напряжений в ременной передаче
Различают следующие виды напряжений в ремне: напряжение предварительного натяжения, полезное напряжение, напряжение изгиба ремня и напряжение от действия центробежных сил.
В совокупности все эти напряжения вызывают суммарные напряжения в ремне, которые при работе ременной передачи по длине ремня распределяются неравномерно (см. рис. 1).
Напряжение предварительного натяжения ремня
Напряжение σ0 возникает из-за необходимости придавать ремню предварительное натяжение, чтобы обеспечить его сцепление со шкивами за счет сил трения. В состоянии покоя или при холостом ходе каждая ветвь ремня натянута силой F0, следовательно,
σ0 = F0/A, где А – площадь поперечного сечения ремня.
Полезное напряжение
Отношение окружной силы (полезной нагрузки) Ft к площади поперечного сечения ремня называют полезным напряжением σt (на рис. 1 полезное напряжение выделено синим цветом):
σt = Ft/A.
Так как Ft = F1 – F2, то полезное напряжение σt является разностью напряжений в ведущей и ведомой ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (пока не сказывается влияние центробежных сил), т. е.
σt = σ1 – σ2.
Напряжения σ1 в ведущей и σ2 в ведомой ветвях от сил F1 и F2 с учетом сделанных ранее определений могут быть рассчитаны по формулам:
σ1 = F1/A = F0/A + 0,5Ft/A = σ0 + σt/2;
σ2 = F2/A = F0/A — 0,5Ft/A = σ0 — σt/2.
Величина σt определяет тяговую способность ременной передачи.
Напряжение изгиба в ремне
Напряжение изгиба σи (на рис. 1 напряжения изгиба выделены красным цветом) возникает в ремне при огибании им шкивов. В местах набегания ремня на шкивы и сбегания ремня не происходит резких скачков напряжений (см. рис. 1), так как радиус кривизны ремня изменяется постепенно.
По закону Гука σи = εE, где ε = ymax/r – относительное удлинение волокон на наружной стороне ремня при изгибе.
Согласно рис…, ymax = 0,5δ и r = 0,5(d + δ) ≈ 0,5d.
Тогда
σи = δE/d,
где δ – толщина ремня; E – модуль продольной упругости материала ремня; d – расчетный диаметр шкива.
Из формулы (3) следует, что наибольшее напряжение изгиба в ремне возникает на малом шкиве диаметром d1 (см. рис. 1). Обычно по соображениям компактности передачи стремятся принимать небольшие значения d1. Однако при этом возникают большие напряжения изгиба σи, которые могут в несколько раз превышать все другие напряжения.
На практике значение напряжения изгиба ремня σи ограничивают минимально допустимым для каждого вида ремня значением диаметра малого (обычно — ведущего) шкива d1.
Напряжение изгиба, изменяясь по отнулевому циклу, является главной причиной усталостного разрушения ремня. На тяговую способность ременной передачи оно не влияет.
Напряжение от центробежной силы
Во время работы передачи участки ремня, огибающие шкивы, совершают криволинейное движение по дуге окружности. В результате на них действуют центробежные силы, вызывающие соответствующие напряжения в ремне.
Напряжение от центробежной силы σv (на рис. 1 напряжение от центробежной силы выделено зеленым цветом) может быть определено по формуле:
σv = Fv/A (4)
Суммарное напряжение в ремне
Наибольшее напряжение в ремне определяется, как сумма напряжений от каждого силового фактора, вызывающего их:
σmax = σи1 + σ1 + σv = σи1 + σ0 + σt/2 + σv.
Напряжение изгиба обычно значительно превышает все другие составляющие наибольшего (суммарного) напряжения в ремне.
Максимальное напряжение действует в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив и сохраняет свою величину на всей дуге покоя αп1 (см. рис. 1).
***
Методика расчета ременных передач
Основные критерии работоспособности ременных передач
Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность (надежность сцепления ремня со шкивом) и долговечность ремня.
Расчет по тяговой работоспособности является проектировочным расчетом ременных передач, обеспечивающим необходимую прочность ремней и передачу им необходимой нагрузки.
Расчет на долговечность выполняют как проверочный.
***
Расчет ремня по тяговой способности
Расчет тяговой способности плоскоременной передачи
Расчет плоскоременной передачи сводится к определению требуемой площади поперечного сечения ремня.
Приведенное полезное напряжение в ремне:
k0 = 2φσ0.
Условие эксплуатации ремня учитываются введением коэффициентов, которые позволяют определить допускаемое полезное напряжение:
[k] = k0×Cα×Сv×C0/Cр,
где:
Сα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве;
Cv – скоростной коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил;
С0 – коэффициент расположения передачи в пространстве;
Сp – коэффициент режима нагрузки.
Окончательно определяем требуемое сечение ремня:
А = bδ = Ft/[k]; Ft = 2T1/D1.
Расчет тяговой способности передач с клиновым или поликлиновым ремнем
Для передач с клиновыми и поликлиновыми ремнями следует выбирать соответствующий ремень по таблицам или с помощью графиков и определить число ремней клиноременной передачи. В справочных таблицах содержатся основные геометрические и тяговые характеристики ремней различных стандартизированных типоразмеров (см. рис. 2).
Сечение ремня выбирают по вращающему моменту на быстроходном валу или мощности (рис. 2). Для выбранного ремня в справочных таблицах приводятся минимальные диаметры шкивов. По возможности следует избегать минимальных значений диаметров шкивов и минимальных значений межосевых расстояний, так как это значительно уменьшает долговечность ремня.
Для выбранного ремня определяют номинальную мощность, передаваемую одним ремнем. Определяют расчетные коэффициента, учитывающие условие эксплуатации ремня, так же, как это было рассмотрено на примере плоскоременных передач.
Определяют число ремней в комплекте для передачи заданной мощности:
z = P/CzPp; здесь: Pp = P0×Cα×CL/Cp,
где:
СL – коэффициент длины ремня;
Р0 – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем;
Рp – мощность, передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации;
Сz – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями, Сz = 1…0,85;
Сα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве;
***
Проверочный расчет ремня на долговечность
Долговечность ремня определяет его способность сопротивляться усталостному разрушению. Долговечность зависит не только от значений напряжений, но и от характера их изменения за один цикл, а также от числа таких циклов.
Поскольку напряжения изгиба превышают все другие составляющие суммарного напряжения в ремне, то долговечность его в значительной степени зависит от числа изгибов ремня на шкивах.
При этом следует иметь в виду, что за один пробег (оборот) ремня в нем дважды возникают максимальные значения напряжения изгиба, а при наличии в передаче трех и более шкивов, обегаемых одним ремнем, максимальные значения изгиба за один пробег могут возникать еще чаще.
Под влиянием циклического деформирования в ремне возникают усталостные разрушения – трещины, надрывы, расслаивание ремня. Снижению сопротивления усталости способствует нагрев ремня от внутреннего трения и скольжения его по шкивам.
Полный цикл напряжений соответствует одному пробегу ремня по шкивам, при котором уровень напряжений в поперечном сечении ремня меняется в соответствии с прохождением им каждого из четырех характерных участков (см. рис. 1).
Число пробегов ремня (число циклов нагружения) за весь срок работы передачи пропорционально частоте пробегов:
U = v/Lр < [U],
где v – скорость ремня, м/сек; Lр – расчетная длина ремня, м; [U] – допускаемая частота пробегов, 1/сек.
Частота пробегов является показателем долговечности ремня: чем больше U, тем большее число циклов при том же времени работы, или тем меньше долговечность при том же уровне напряжений.
Средняя долговечность ремней принимается равной 2000…3000 часов.
В основе уточненных методов расчета ремней на долговечность лежат уравнения кривых усталости, в соответствии с которыми оказывается возможным проводить расчет ременных передач, удовлетворяющий условиям прочности и тяговой способности при требуемом ресурсе. В настоящее время этот расчет применяют не для всех типов ременных передач.
***
Статьи по теме:
- Общие сведения о ременных передачах
- Силы в ременной передаче
- Характеристика ременных передач разных типов
Источник
Внезапный обрыв ремня генератора — явление, мягко говоря, неприятное. А главное — что ситуация эта может застать врасплох где угодно. При таком стечении обстоятельств вы сразу остаётесь без генератора и помпы охлаждения, а возможно — ещё и без гидроусилителя. Ну а неработающий компрессор кондиционера на этом фоне кажется уже сущей мелочью, согласитесь. И хорошо, если это произошло в городе, недалеко от дома или автосервиса. А если за городом, в глуши? Что делать в такой ситуации я уже описывал здесь, но сегодня поговорим о том, как этого избежать. Ведь уставший ремень совершенно определённо подаёт признаки к своей скорой кончине. Другое дело, что следить за этим нам бывает зачастую лень — за что и поплачиваемся. Итак.
#1 Поперечные трещины на внутренней поверхности
Там, где расположены удерживающие ремень на шкивах «клинья» и пролегающие между ними «ручейки». Кстати, кто не знал, поэтому ремни с продольными канавками называют поликлиновыми, а в простонародье — ручейковыми. Всё логично. 🙂 Так вот, если таковых трещин пара-тройка, то поездить ещё можно, но когда ими испещрён весь ремень — это однозначно дурной знак. Лучше всего это видно на местах перегиба ремня — там, где он огибает ролик внешней стороной. Пример подобного недуга приведён ниже на фото.
поперечные трещины
#2 Сквозные повреждения ремня
Особенно часто случаются у любителей погонять по камушкам/гравию, или просто помесить грязь. Усугубляется сие явление при отсутствии штатной грязезащиты двигательного отсека — фартуков, пыльников и т.п. Возникают такие «дыры» в результате попадания под вращающиеся шкивы мелких камушков и прочих твёрдых вкраплений. Соответственно, со временем инородная фракция так плотно заседает между канавками ремня, что пробивает его насквозь. Как и в случае с первым пунктом нашего повествования, в единичном проявлении не страшно, а вот если таковых «кратеров» полно по всему ремню — это повод задуматься. Кстати, и самим шкивам постоянная абразивная обработка застрявшими камушками совершенно не полезна.
просто дыра
#3 Классический свист ремня всем хорошо известен
И говорит он, как правило, о недостаточном натяжении. И здесь есть интересный момент. В процессе эксплуатации ролик натяжного механизма постепенно совершает путь от своего начального положения к центру траектории движения ремня. И внимательный автовладелец со всей уверенностью заявляет, что ремень очень сильно растягивается — а следовательно, увеличение его длины и компенсирует натяжитель. Однако, это верно лишь отчасти. Ручейковые ремни практически не подвержены растяжению. Конечно, естественное увеличение длины в процессе эксплуатации есть, но оно минимально, и уж по крайней мере, точно не в пределах всего хода натяжного механизма… Тогда откуда сильное проседание натяжителя? А дело в том, что рёбра внутренней поверхности ремня со временем стачиваются и он просто «погружается» в приводимые им шкивы всё глубже и глубже. Получается, что внутренний диаметр ремня становится всё больше и больше — отсюда и перемещение ролика натяжителя. И действительно, под конец хода он может уже не справляться — ремень проскальзывает. Таким образом, причина свиста, как правило, действительно в недостаточном натяжении ремня. Но не из-за того, что тот растягивается, а из-за того, что изнашивается профиль рабочей поверхности. Такая вот занимательная механика.
Кстати, с большими пробегами аналогичный износ бывает и у самих шкивов — ведь на них также есть ответный рабочий профиль.
если очень схематично: слева новый ремень, справа изношенный
#4 Выработка поверхности ролика
Либо натяжного, либо паразитного (если есть) — не принципиально. Главное, что это также является как причиной прослабления ремня, так и ускоренного его износа. Если обратите внимание на картинку ниже, то увидите, что ролик изнашивается неравномерно. И вот как раз та самая острая кромка и режет ремень километр за километром — медленно, но верно. Кроме того, с сильно уменьшенного в диаметре ролика ремень может просто слететь — такое тоже нередко случается. Самое неприятное в данной ситуации то, что есть немалая вероятность зажёвывания этого самого ремня в движущихся по инерции шкивах. То есть, он не просто слетит, но может ещё и успеть наделать дел в подкапотном пространстве.
Два одинаковых ролика — новый и сильно старый. Как говорится, комментарии излишни. (фото: lancer-club.ru)
#5 Явные следы износа на тыльной стороне ремня
Проявляются в виде эффекта побеления, растрескивания и, в запущенных случаях, распушивания внешнего слоя. Как правило, подобные проявления однозначно указывают на необходимость замены ремня, который работает уже «на грани».
посередине можно отчётливо наблюдать продольную растрескавшуюся дорожку
Надеюсь, сегодняшняя запись поможет вам определить состояние ремешка, и теперь, вместо поездки в сервис, где вам наверняка приговорят даже совершенно исправный автомобиль, вы сможете заняться куда более полезными и приятными вещами. 🙂
Надеюсь, кому-то будет полезно!
Всем крепких ремней и исправных натяжителей!
P.S.: Друзья, буду очень рад лайкам и подписке на мой канал OVER 9000!
Данная статья публикуется мной исключительно на Яндекс.Дзен. Если вы читаете ее на ином ресурсе без ссылки на мой канал, знайте: ее просто своровали 🙂
Источник
Классификация
Материалы и конструкции приводных ремней
Вопрос 14
Ременные передачи: достоинства и недостатки, классификация,
Ременная передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего.
Достоинства:
— простота изготовления и обслуживания;
— плавность работы — смягчение толчков, бесшумность;
— малая стоимость;
— возможность работы с высокими частотами вращения;
— возможность автоматического предохранения от перегрузки за счет проскальзывания ремня;
— возможность передачи движения на значительные расстояния.
Недостатки:
— значительные габариты;
— неизбежность некоторого упругого скольжения ремня;
— повышенные нагрузки на валы и опоры;
— низкая долговечность ремня.
Ремни должны обладать достаточной прочностью, долговечностью, гибкостью, износостойкостью и определенной тяговой способностью, т.е. надежностью сцепления ремня со шкивами. По форме поперечного сечения применяются следующие разновидности ремней:
а) плоские ремни.Ремень в виде узкого прямоугольника.
Применяют следующие материалы:
— кожаные ремни. Обладают хорошей тяговой способностью и высокой долговечностью, хорошо переносят колебания нагрузки. Высокая стоимость кожаных ремней ограничивает их применение;
— прорезиненные ремни. Самыми распространенными являются прорезиненные ремни, состоящие из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани, связанных между собой вулканизированной резиной. Их изготавливают трех типов: А, Б и В. Резиновые прослойки повышают гибкость ремней и коэффициент трения между ремнем и шкивами. Ткань обеспечивает прочность и долговечность;
— хлопчатобумажные и шерстяные ремни. Применяются для передачи небольших мощностей;
б) Клиновые ремни. Имеют основное применение. Ремни бесконечной длины трапециевидного сечения. Входят в канавки шкива соответствующего профиля. Контакт по боковым стенкам.
Применяют ремни с различной структурой поперечного сечения. Слои шнурового корда являются основным несущим элементом ремня. Они располагаются в зоне нейтрального слоя для повышения гибкости. Тканевая обертка увеличивает прочность ремня и предохраняет от износа. Для передач общего назначения по ГОСТ 12841-80 изготавливают 7 типов клиновых ремней О, А, Б, В, Г, Д, Е, отличающихся размерами поперечного сечения;
в) круглые ремни. Изготавливаютют из кожи, капрона, хлопчатобумажных материалов. Применяют только для малых мощностей в приборах и машинах домашнего обихода;
г) поликлиновые ремни (ТУ 38-105763-84).Бесконечные плоские ремни с продольными клиновыми выступами на внутренней поверхности, входящими в кольцевые клиновые канавки в шкивах. Ремни сочетают достоинства плоских ремней — монолитность и гибкость, и клиновых — повышенную силу сцепления со шкивами.
Несущий слой ремней выполняют в виде кордшнура из химических волокон.
Усилия и напряжения в ветвях ремня. Критерии работоспособности ременных передач.
Начальное натяжение ремня Fo выбирают по условию, при котором ремень мог бы передавать полезную нагрузку, сохраняя натяжение достаточно длительное время, не получая большой вытяжки, и имел бы удовлетворительную долговечность. До передачи вращения ветви испытывают одинаковое начальное натяжение Fo. Напряжение от предварительного натяжения равно s0=1,8 МПа для плоских ремней и s0=1,2 МПа — для клиновых.
Рассмотрим передачу полезной нагрузки Ft
Соотношение натяжений ведущего F1 и ведомого F2 ветвей при работе без учета центробежных сил определяют по известному уравнению Л. Эйлера, выведенному для нерастяжимой нити.
где е — основание натуральных логарифмов; γ- угол скольжения; приближенно равным 0,7 угла обхвата α.
Соответствующие напряжения растяжения в ведущей и ведомой ветвях:
и
Полезное напряжение
В то же время
=>
При изгибе ремня толщиной δ на шкиве диаметра D относительные удлинения наружных волокон равны δ/D.
Напряжение изгиба в предположенном постоянстве модуля упругости
При вращении шкивов под действием центробежных сил ремень испытывает дополнительные напряжения растяжения
σц=ρ∙V2,
где V1 м/с; ρ – кг/м3 – плотность
(для прорезиненных ρ=1100…1200 кг/м3; кожа ρ=1000÷1100 кг/м3)
Все силы проецируем на ось, перпендикулярную оси С’
Наибольшее суммарное напряжение в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив (рисунок 53, на котором изображена эпюра суммарных напряжений в работающем ремне).
Основными критериями работоспособности ременных передач являются:
— тяговая способность ремня — это способность передавать определенную нагрузку без пробуксовывания ремня;
— долговечность ремня.
Расчет ременной передачи на тяговую способность.
Расчет основан на кривых скольжения, которые получают экспериментальным путем.
По оси ординат откладывают коэффициент скольжения e и к.п.д. передачи, а по оси абсцисс графика — нагрузку, выраженную через коэффициент тяги:
Рисунок 54
При построении кривых постепенно повышают полезную нагрузку Ft при постоянном натяжении F1 + F2 = 2Fo, замеряя при этом скольжение и к.п.д. передачи.
При возрастании коэффициента тяги от 0 до критического значения φ0 наблюдается только упругое скольжение. В зоне φ0 — φmax наблюдается как упругое скольжение ремня, так и частичное буксование. Рабочую нагрузку желательно выбирать ближе к φ0 и слева от него. Для разных материалов ремней φ0 в пределах 0,4 … 0,6.
На основе кривых скольжения для плоскоременной передачи со следующими параметрами: α1=α2=180º; V=10м/с определено допускаемое полезное напряжение [st]0 и установлена экспериментальная зависимость для ее нахождения.
(полезное допускаемое напряжение для идеальной передачи, S- запас тяговой способности по буксованию S=l,2… 1,4)
Поскольку реальные передачи могут иметь другие параметры, то полезное допускаемое напряжение для реальной (конкретной) передачи определяют при помощи поправочных коэффициентов, учитывающих геометрию, кинематику и режим работы проектируемой передачи:
Со — учитывает условия натяжения и расположения передачи
Сα — 1-0,003∙(180°-α0) — учитывает угол обхвата α
Cv — 1,04 — 0,0004∙V2 — учитывает скорость ремня
Ср — коэффициент режима работы (1- при одной смене.; 2 смены=0,87; 3 смены=0,72)
Полезную силу Ft и мощность N, передаваемые ремнем можно определить, если известно сечение:
[Ft]=A∙[σt]; [N]=[Ft]∙V
Долговечность ремня при проектировании ременных передач учитывается следующим образом.
Наиболее опасными напряжениями являются напряжения изгиба.
— для плоских ремней
— для клиноременных передач
Долговечность ремня определяется косвенно через число пробегов ремня в секунду.
Число пробегов за единицу времени, т.е. сколько раз испытывает напряжение изгиба.
u≤[u] [u]=5 1/c – для плоских ремней
[u]=10 1/c – для клиновых
Нагрузка на вал от шкива ременной передачи
Источник