Ещё одно переизобретение колеса со встроенными амортизаторами / Хабр

В ходе проектного расчета закрытых прямо- и косозубых зубчатых передач устанавливают предварительные размеры передачи.

1. Выбирают материал и способ обработки (п. 3.2.1).

2. Рассчитывают допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба (п. 3.2.2).

3. Определяют коэффициент относительной ширины колес . Этот параметр выбирают в следующих пределах: для колес из улучшенных сталей при несимметричном расположении относительно опор принимают , из закаленных сталей при таком же расположении 0,25…0,315; для любых колес при симметричном расположении относительно опор 0,4.. 0,5; для шевронных колес 0,6..0,8; для передвижных шестерен коробок передач .

4. Определяют межосевое расстояние передачи.

По ГОСТ 21354-87 сначала вычисляют ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.

, (4.3.1)

где – расчетный коэффициент; для прямозубых передач , для косозубых и шевронных ; – передаточное число; – вращающий момент на колесе, Н∙м; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. При проектном расчете принимают (меньшее значение при твердости материала колес , большее – при ), – допустимое контактное
напряжение, МПа (п. 3.2.2).

Полученное значение округляют по (ГОСТ 2185-66*) до ближайшего числа из рядов, имея в виду, что значения первого ряда предпочтительнее:

1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800;

2-й ряд – 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900.

5. Принимают нормальный модуль для прямозубых передач (он же является окружным модулем ) в зависимости от : для нормализованных или улучшенных колес , для колес с закаленными зубьями . Выбранное значение модуля округляют до ближайшего стандартного (ГОСТ 9563-60), имея в виду, что значения без скобок предпочтительнее: 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5); 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12.

Для прямозубых передач с целью сохранения стандартного значения модуль необходимо назначать кратным этому значению.

6. Определяют числа зубьев шестерни и колеса:

– для прямозубых передач

; ; ; (4.3.2)

– для косозубых передач

, (4.3.3)

где – суммарное число зубьев шестерни и колеса; – угол наклона зубьев, град.

Предварительно принимают = 8…20°. Нижнее значение ограничено с целью обеспечения минимума двухпарного зацепления, верхнее – во избежание больших осевых сил. Для шевронных колес = 25…30° (40°).

Полученное значение округляют до ближайшего целого значения и уточняют угол зубьев:

. (4.3.4)

В этом случае сохранится стандартное значение межосевого расстояния.

Для косозубых колес число зубьев шестерни при некорригированном зацеплении выбирают из условия

. (4.3.5)

7. Далее определяют остальные гео­метрические параметры.

· При некоррегированном зацепле­нии делительные диаметры, мм, соот­ветственно шестерни и колеса (рис. 4.8) с точностью до сотых долей вычисляют по формулам:

, (4.3.6)

.

.

Рис. 4.8. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

· Затем проверяют межосевое рассто­яние:

. (4.3.7)

· Ширина колеса, мм:

, (4.3.8)

где – рабочая ширина венца зубчатого колеса.

Для косозубых передач необходимо проверять условие

. (4.3.9)

Ширину шестерни принимают приблизительно на 5 мм больше шири­ны с целью компенсации возможных погрешностей сборки.

· Диаметры окружностей, мм, соот­ветственно вершин и впадин зубьев шестерни:

. (4.3.10)

· Диаметры окружностей, мм, соответ­ственно вершин и впадин зубьев
колеса:

. (4.3.11)

После выполнения проектного расче­та, учитывая, что основным видом разру­шения закрытых зубчатых передач явля­ется усталостное выкрашивание (питтинг) поверхности зубьев вблизи полюс­ной линии, переходят к проверочному расчету на контактную выносливость.

Date: 2022-08-30; view: 189; Нарушение авторских прав

Согласно ГОСТ 21354-87 этот расчет выполняется по условию

. (4.3.12)

Контактное напряжение, МПа, без учета дополнительных нагрузок
( ):

, (4.3.13)

где – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа: для стали МПа; – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
– окружная сила, Н: .

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

, (4.3.14)

где – угол зацепления, град.

При

. (4.3.15)

Коэффициент рекомендуется определять по формулам:

– для прямозубых колес

, (4.3.16)

– для косозубых колес

, (4.3.17)

где – коэффициент торцевого перекрытия зубьев, определяемый по
вы­ра­жению

. (4.3.18)

Коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев:

, (4.3.19)

где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, , если в циклограмме учтены внешние нагрузки; в других случаях необходимо использовать данные таблиц 4.1, 4.2, 4.3; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение выбирают в зависимости от твердости поверхности зубьев, ширины колес и схемы передач (см. рис. 4.9); – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; – коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями (ГОСТ 21354-87): для прямозубых передач , для косозубых и шевронных значение определяют по графику (см. рис. 4.10).

Таблица 4.4

Коэффициент К_А внешней динамической нагрузки
при расчетах на усталостную прочность

Окончание табл. 4.4

Таблица 4.5

Характерные режимы нагружения двигателей

Таблица 4.6

Характерные режимы нагружения ведомых машин

Окончание табл. 4.6

Рекомендуемые степени точности изготовления зубчатых передач в зависимости от их назначения и окружной скорости указаны в таблице 4.7.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, при необходимости точного расчета рекомендуется определять по формуле

, (4.3.20)

где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм, – расчетная удельная окружная сила в зоне наибольшей ее концентрации, Н/мм.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

, (4.3.21)

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и моди-фикации профиля головок зубьев (табл. 4.8); – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 4.9); – окружная скорость, м/с; – межосевое расстояние, мм; и – передаточное число.

Рис. 4.9. Графическое определение значений К _Fβ и К _Hβ: цифры на кривых соответствуют
передачам на схемах; более точное определение К _Fβ и К _Hβ по ГОСТ 21354-87

Таблица 4.7

Рекомендуемые степени точности изготовления зубчатых передач

Таблица 4.8

Значение коэффициента

Таблица 4.9

Значение коэффициента

Модуль m, мм	при степени точности изготовления передачи по нормам плавности (ГОСТ 1643 – 81)
До 3,55	2,8	3,8	4,7	5,6	7,3
Свыше 3,55	3,1	4,2	5,3	6,1	8,2
Свыше 10	3,7	4,8	6,4	7,3		13,5

Если значения , вычисленные по формуле (4.3.21), превышают предельные значения, указанные в таблице 4.10, то следует принимать предельные значения из таблицы.

Таблица 4.10

Предельные значения и , Н/мм

Расчетная удельная окружная сила в зоне ее наибольшей кон­цен­трации, Н/мм:

Для расчетов зубчатых передач объектов общего машиностроения с достаточной точностью можно использовать значения коэффициентов , указанные в таблице 4.11.

Таблица 4.11

Значения коэффициентов нагрузки K_Нυ и К_Fv

Рис. 4.10. График для определения коэффициента для косозубых и шевронных передач, а также конических передач с круговыми зубьями
(цифры соответствуют степени точности передачи)

Если нагрузка передачи по контактным напряжениям выше 10 % или перегрузка более 5 %, то необходимо скорректировать ширину колеса, межосевое расстояние или применить другой материал.

Date: 2022-08-30; view: 248; Нарушение авторских прав

В этом случае при действии максимальной нагрузки :

. (4.3.22)

Наибольшее в течение заданного срока службы контактное напряжение определяют по формуле:

, (4.3.23)

где – коэффициент нагрузки, определяемый при .

Допустимое предельное напряжение принимают в зависимости от способа химико-термической обработ­ки зубчатого колеса:

– для зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению, объемной закалке:

; (4.3.24)

– для зубьев, подвергнутых цемента­ции или контурной закалке:

; (4.3.25)

– для азотированных зубьев:

. (4.3.26)

Проектный расчет на выносливость зубьевпри изгибе

В процессе этого расчета определяют размеры закрытых зубчатых передач, у которых твердость колес НВ > 350, и открытых зубчатых передач.

Исходные данные для расчета: цик­лограмма нагружения; параметр или межосевое расстояние ;число зубьев шестерни ;угол наклона зуба ; коэффициент осевого перекрытия ( или ); материал и твердость рабочих поверхностей зубьев.

При предварительных расчетах параметр можно принимать по
таблице 4.12.

Таблица 4.12

Рекомендуемые значения

Расположение колеса относительно опор	при твердости рабочих поверхностей зубьев
НВ2 ≤ 350 или НВ1 ≤ 350 и НВ2 ≤ 350	НВ1 > 350, НВ2 > 350
Симметричное	0,8…1,4	0,4…0,9
Несимметричное	1,6…1,2	0,3…0,6
Консольное	0,3…0,4	0,2…0,25

Число зубьев шестерни рекоменду­ется выбирать в пределах

Расчетное значение модуля при за­данном параметре определяют по формуле

, (4.3.27)

где – расчетный коэффициент: для прямозубых передач = 14; для косозубых при > 1 и шевронных передач = 11,2; для косозубых при ≤ 1 передач = 12,5; – нагрузка на шестерню; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. Его принимают в зави­симости от параметра по графику; – допустимое напряжение изгиба; – коэффициент, учитывающий форму зуба.

Коэффициент определяют по графику (рис. 3.3.4) в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса .

Для передач, выполнен­ных без смещения исходного контура, с достаточной степенью точности значе­ние можно выбрать из табл. 4.13.

Таблица 4.13

для передач, выполнен­ных без смещения исходного контура

	4,47	4,28	4,08	3,9	3,8	3,7	3,65	3,62	3,6	3,6

Рис. 4.11. График для определения коэффициента
в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Date: 2022-08-30; view: 201; Нарушение авторских прав

Для предотвращения усталостного излома шестерни и колеса должно выполняться условие:

, (4.3.28)

где – расчетное местное напряжение изгиба в опасном сечении; – допустимое напряжение.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле:

. (4.3.29)

Коэффициент нагрузки при изгибе:

. (4.3.30)

Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса. Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий при расчетах понапряжениям изгиба, определяют по графику (см. рис. 4.9) в зависимости от параметра , твердости поверхностей зубьев и места установки колес относительно опор.

Коэффициент ,учитывающий динамическую нагрузку, можно определить по таблице 4.11 или формуле

. (4.3.31)

Удельную окружную динамическую силу при изгибе принимают для дальнейших расчетов по табли­це 4.10 или рассчитывают по выражению

, (4.3.32)

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: для косозубых и шевронных передач = 0,06; для прямозубых передач с модификацией головки = 0,11; для прямозубых передач без модификации головки = 0,16; – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (см. табл. 4.9);
– окружная скорость, м/с.

Удельную расчетную окружную силу при расчете на изгибную прочность определяют по формуле:

. (4.3.33)

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для расчета на выносливость при изгибе прямозубыхпередач можно принимать . Для косозубых и шевронных передач значения выбирают в зависимости от степени точности изготовления передачи:

Степень точности 6 7 8 9

0,72 0,81 0,91 1

При необходимости более точного расчета следует воспользоваться ре­комендациями ГОСТ 21354 – 87.

Коэффициент, учитывающий на­клон зуба:

, (4.3.34)

где – коэффициент осевого перекрытия. Желательно проектировать передачу так, чтобы был бы близок или равен целому числу.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в прямозубых передачах, ,в косозубых передачах – (при ) или
(при ≥1).

Date: 2022-08-30; view: 194; Нарушение авторских прав

Прочность зубьев, необходимую для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют из условия:

, (4.3.35)

т.е. сопоставляя расчетное и допустимое напряжения изгиба в опасном сечении при максимальной нагрузке.

Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении

, (4.3.36)

где – максимальная нагрузка; – рабочая нагрузка.

Ориентировочно можно принимать при НВ <350 и при НВ > 350 (здесь – предел текучести материала).

4.4. Расчет конических передач

Конические зубчатые передачи применяются при необходимости передачи вращающего момента между валами, оси которых пересекаются. Угол между осями обычно равен 90°. Но возможен угол и отличный от 90°.

Конические колеса выполняются с прямыми, тангенциальными, круговыми и другими криволинейными зубьями (рис. 4.13).

По сравнению с цилиндрическими зубчатыми передачами, конические имеют большую массу и габаритные размеры, дороже в изготовлении и требуют тщательной регулировки закрепления при монтаже и в процессе эксплуатации. Кроме того, в коническом зацеплении возникают осевые силы, дополнительно нагружающие подшипники. Нагрузочная способность конической прямозубой передачи приблизительно на 15 % ниже цилиндрической.

Рис. 4.13. Виды конических зубчатых колес с прямыми а,

тангенциальными б и круговыми в зубьями

Область применения конических колес с прямыми зубьями ограничена окружной скоростью до 3 м/с. Колеса с косыми (тангенциальными) зубьями используют редко, так как они очень чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа и трудоемки в изготовлении. При окружных скоростях более 3 м/с в основном применяют зубчатые колеса с круговыми зубьями. Они проще в изготовлении, менее чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа. Их зубья обладают высокой изгибной прочностью, а передачи с такими колесами – большой плавностью зацепления. Существенный недостаток передач с косыми и круговыми зубьями – возникающие в них осевые усиления, которые при изменении направления вращения колес меняются по значению и направлению.

Основные кинетические и геометрические параметры. В зависимости от размеров сечений по длине зубья конических колес выполняют трех форм
(рис. 4.14).

Рис. 4.14. Формы зубьев конических колес

Осевую форму 1 применяют для конических передач с прямыми и тангенциальными (косыми) зубьями, а также для передач с круговыми зубьями при нормальном модуле , угле наклона линии зуба на среднем диаметре °и общем числе зубьев .Для этой формы характерны нормальные понижающиеся зубья и совпадения вершин делительного и внутреннего конусов.

Осевая форма 2 характеризуется равноширокими зубьями и несовпадением вершин делительного и внутреннего конусов. При такой форме ширина впадины постоянная, а толщина зуба по делительному конусу увеличивается пропорционально расстоянию от вершины. Это основная форма для колес с круговыми зубьями, так как позволяет обрабатывать одновременно обе поверхности зубьев.

Осевой форме 3 присущи равновысокие зубья, так как образующие делительного и внутреннего конусов параллельны между собой. Такую форму применяют для круговых зубьев при и средних конусных расстояниях
от 75 до 750 мм.

Для конических колес удобнее задавать и измерять размеры зубьев на внешнем торце. Так, в колесах с зубьями формы I задают внешний окружной модуль , значение которого может быть нестандартное. В конических колесах с зубьями формы II принято применять нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца.

Для нарезания круговых зубьев используют немодульный инструмент, позволяющий обрабатывать зубья в некотором диапазоне модулей.

Поэтому допускается использование передач с нестандартными и даже дробными модулями.

Между модулями и существует следующая зависимость:

, (4.4.1.)

где – коэффициент относительной ширины колеса; b – ширина зубчатого венца; – внешнее конусное расстояние; – угол наклона линии
зуба.

При выборе следует помнить, что его увеличение улучшает плавность зацепления, но при этом возрастает осевое усиление зацепления, и, как следствие, увеличиваются габаритные размеры подшипниковых узлов. Для трансмиссий обычно применяют .

При ведущей шестерне конические передачи выполняют, как правило, с передаточным отношением . В передачах с круговыми зубьями предельное значение . Если шестерня ведомая, то передаточное отношение должно быть не более 3,15.

Число зубьев шестерни обычно задают в пределах Минимальное число зубьев шестерни конических передач, при котором отсутствует подрезание зубьев, определяют по формулам: для прямозубых передач с исходным контуром по ГОСТ 13754-81:

. (4.4.2)

Для передач с круговыми зубьями при выполнении исходного контура по ГОСТ 16202-81:

, (3.4.3)

где – половина угла делительного конуса.

Для выбора в конических передачах рекомендуется: для зубчатых передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса число зубьев шестерни определяется по графикам на рис. 4.15 в зависимости от внешнего делительного диаметра шестерни .

Рис. 4.15. Графики для определения зубьев конической шестерни

а – прямозубой; б – с круговыми зубьями

Схема сил, действующих в прямозубом коническом зацеплении приведена на рис. 4.16, а, б, в геометрические размеры конического зацепления – на
рис. 4.16, г.

а) б)

Рис. 4.16. Схема сил, действующих в прямозубом коническом зацеплении,

и геометрические размеры конического зацепления

Таблица 4.14

Условные обозначения и основные формулы геометрического расчета
параметров ортогональной конической передачи
с круговыми зубьями, изготовленными по форме 1

Окончание табл. 4.14

При твердости ≤350 и ≤350 значение , определенное по графику, увеличивают в 1,6 раза; при и ≤350 – в 1,3 раза.

Подробный расчет для прямозубых конических передач приведен в
ГОСТ 19624-74, а для колес с круговыми зубьями – в ГОСТ 19326-73.

Основные зависимости для определения геометрических параметров ортогональной конической передачи с круговыми зубьями, изготовленными по форме 1 и форме 2, указаны в таблицах 4.14. и 4.15.

Таблица 4.15

Основные формулы геометрического расчета параметров ортогональной
конической передачи с круговыми зубьями, изготовленными по форме 2

Окончание табл. 4.15

В конических передачах >1; чтобы повысить сопротивление заеданию в зацеплении, шестерню рекомендуется выполнять с положительным смещением ( для прямозубых передач, для передач с круглыми зубьями), а колесо – с равным ему по абсолютной величине отрицательным смещением
( или ).

Значение и определяют по таблицам ГОСТ 19624-74,
ГОСТ 19326-73 или по формуле

. (4.4.4)

Для конических зацеплений с ≥2,5 применяют тангенциальную коррекцию, за счет которой увеличивается толщина зуба шестерни при соответственном уменьшении толщины зуба колеса, что приводит к выравниванию их прочности на изгиб. Коэффициент тангенциального смещения (изменения расчетной толщины зуба исходного контура):

, (4.4.5)

где a, b – постоянные коэффициенты, характеризующие инструмент: a= 0,03,
b = 0,08 для прямозубых передач; а = 0,11, b = 0,01 для передач с круговыми зубьями – при β_m=35°.

Тангенциальная коррекция не требует специального инструмента, ее выполняют разведением резцов, обрабатывающих противоположные стороны зубьев. Применение высотной коррекции в сочетании с тангенциальной позволяет одновременно уменьшить вероятность заедания зубьев и выровнять прочность зубьев шестерни и колеса.

Date: 2022-08-30; view: 220; Нарушение авторских прав

По критериям эти расчеты аналогичны расчетам цилиндрических передач, отличаются лишь уточнением некоторых коэффициентов и определением внешнего делительного диаметра колеса вместо межосевого расстояния.

Для прямозубых конических колес и колес с круговыми зубьями при
β_m = 35° и = 0,285 ориентировочное значение внешнего делительного диаметра , мм, можно определить по формуле

. (4.4.6)

где – расчетный вращающий момент на колесе, Н м; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса. Для конических передач коэффициент можно определятьпо графикам (см. рис. 4.9) при = 0,285; u – передаточное число, должно соответствовать одному из стандартных значений; – допустимое контактное напряжение, МПа; – коэффициент вида зубьев: для конических передач с прямым зубом = 0,85; для передач с круговым зубом его определяют по формулам таблицы 4.16.

Таблица 4.16

Формулы для определения коэффициентов и

Коэффициент	Твердость рабочих поверхностей зубьев
HB , HB	HRC ,HB	HRC ,НRC
	=1,22 0,21u	=1,13 0,13u	=0,81 0,15u
	=0,94 0,08u	=0,85 0,043u	=0,65 0,11u

Полученное значение округляют до стандартного, по которому выбирают ширину венцов колес (табл. 4.17).

Затем определяют внешний делительный диаметр шестерни ,и по графикам (см. рис. 4.15) определяют число зубьев шестерни z₁ичисло зубьев колеса . Полученное число зубьев округляют до целого числа в ближайшую сторону и уточняют фактическое передаточное число: .

Отклонение расчетного значения и от заданного не должно превышать 4 %.

С точностью до второго знака после запятой определяют внешний окружной модуль для колес:

– с прямыми зубьями

; (4.4.7)

– с круговыми зубьями

. (4.4.8)

Все остальные геометрические раз­меры вычисляют по формулам, приведенным в таблицах 4.14 и 4.15.

После определения геометрических параметров колес и передачи в целом их проверяют на контактную выносли­вость по формуле:

. (4.4.9)

Таблица 4.17

Основные параметры конических передач (по ГОСТ 12289-76)

Внешний делитель- ный диаметр колеса	Ширина венцов зубчатых колёс , мм, для номинальных передаточных чисел
1,6	(1,8)	2,0	(2,24)	2,5	(2,8)	3,15	(3,55)	4,0	(4,5)	5,0
(71) (90) (112) (140) (180) (225) (280)	10,5	11,5	11,5	– –	– –	– – – –	– – – –	– – – – – –	– – – – – –	– – – – – – –	– – – – – – –
Примечание: Значения диаметров, данные в скобках, ограничены в применении

Параметры, входящие в эту форму­лу, определяют следующим образом: по рисунку 4.10; по рисунку 4.17; по таблице 4.11; по таблице 4.16. Коэффициент , учитывающий механические свойства материала шестерни и колеса, для стали равен 190 МПа. Коэффициент учитываю­щий форму сопряженных поверхнос­тей, вычисляют по формуле (4.3.14). Для колес с прямыми зубьями можно при­нимать = 2,5; с круговыми зубьями (при β_m =35° =2,26).

Коэффициент, учитывающий сум­марную длину контактных линий:

– для прямозубых конических передач

, (4.4.10)

– для конических передач с круговы­ми зубьями

. (4.4.11)

Коэффициент торцевого перекры­тия зубьев ε_a вычисляют по формуле (4.3.18).

Date: 2022-08-30; view: 236; Нарушение авторских прав

Напряжение изгиба в зубе шестерни:

. (4.4.14)

Коэффициент , учитывающий пере­крытие зубьев, для конических передач с прямыми зубьями принимают =1, а с круговыми зубьями определяют по формуле:

. (4.4.15)

Коэффициент, учитывающий на­клон линии зуба, для конических пере­дач с прямыми зубьями принимают =1, с круговыми зубьями (при β_m= 35°):

. (4.4.16)

Окружная сила на среднем диамет­ре, Н:

. (4.4.17)

Коэффициент учитывает распре­деление нагрузки между зубьями. Для конических передач с прямыми зубьями принимают =1, с круговыми зубья­ми его определяют в зависимости от степени точности изготов­ления колес и окружной скорости, м/с:

. (4.4.18)

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий, определяют по графикам (см. рис. 4.17), а коэффициент , учиты­вающий динамическую нагрузку, воз­никающую в зацеплении, – по табли­це 4.11.

При известном напряжении для зуба шестерни условие прочности для зуба колеса имеет вид

, (4.4.19)

где Y_FE2– коэффициент, учитывающий форму зуба колеса. Его определяют по соотношениям, указанным табл. 4.13 или графику (см. рис. 4.11) в зависимости от числа зубьев эквивалентного ко­леса и коэффициента сме­щения χ.

Date: 2022-08-30; view: 212; Нарушение авторских прав

В прямозубой конической передаче силу нормального давления F_nможно разложить на две со­ставляющие (рис. 4.16, а):окружную F_nи распорную которую, всвою очередь, раскладывают на осевую F_aи радиальную F_rсилы. Из рисунка 4.16, б видно,что

; (4.4.20)

,

где – окружная сила со­ответственно на шестерне и колесе (табл. 4.18); , – вращающие моменты соответственно на шестерне и колесе.

Таблица 4.18

Формулы для определения сил в зацеплении

В конических прямозубых передачах направления осевых и радиальных сил неизменные, а в конических передачах с круговыми зубьями они зависят
(см. рис. 4.18) от направлений наклона зубьев, вращения колес и силового потока.

Направление линии зубьев следует выбирать такое, при котором большее из осевых усилий сопряжен­ных колес было бы направлено от вер­шины конуса. В противном случае в за­цеплении возможно заклинивание.

Рис. 4.18. Силы, действующие в зацеплении колес с круговым зубом

Date: 2022-08-30; view: 451; Нарушение авторских прав

Открытые цилиндрические передачи выполняют с прямыми зубьями и применяют при окружных скоростях колес ν ≤ 2 м/с. Вследст­вие повышенного изнашивания зубьев открытые передачи считают при­рабатывающимися.

Проектировочным расчетом открытых зубчатых передач считает­ся расчет зубьев на выносливость при изгибе. Расчет открытой передачи ведут аналогично расчету закрытой, используя соответствующие формулы.

Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):

Т₁ – крутящий момент на шестерне открытой передачи, Н×мм;

и –передаточное число открытой цилиндрической передачи;

n₁ – частота вращения шестерни, об/мин.

1. Выбрать материал по таблице 4.1. Для открытых передач обычно применяют дешевые марки стали типа 45, 45Л с термообработкой Н < 350 НВ.

2. Назначить число зубьев шестерни z₁= 17…24.

Определить число зубьев колеса z₂ = z₁∙ и.

3. Найти допускаемое напряжение изгиба для шестерни [σ_FP]₁ (см. п. 4.2).

4. Определить коэффициент формы зуба Y_F1в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v1 по графику (см. рис. 4.11) или из таблицы 4.13.

5. Определить коэффициенты:

k_β – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца. Его определяют по рис. 4.9, коэффициент Ψ_bdназначают по таб­лице 4.12;

k_v – коэффициент динамической нагрузки. Для тихоходных передач принимают k_v= 1…1,1.

6. Определить модуль передачи:

. (4.5. 1)

Полученный модуль округлить до ближайшего стандартного зна­чения согласно ГОСТ 9563-60, имея в виду, что значения без скобок предпочтительнее: 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5); 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12.

7. Определить основные размеры зубчатой пары:

· диаметр начальных окружностей d₁ = mz₁,мм; d₂ = mz₂,мм;

· ширину зубчатого венца колеса b₂= d₁Ψ_bd, мм;

· ширину шестерни b₁= b₂ (5,…10) мм.

8. Осуществить проверочный расчет для предотвращения оста­точной деформации или хрупкого излома зубьев при действии макси­мальной нагрузки (см. п. 4.3, проверочный расчет зубьев на вынос­ливость при изгибе).

По результатам расчета провести сравнение :

· если условие не выполняется, необходимо вернуться к п. 4.1. и по
таблице 4.1 выбрать более прочный материал;

· если условие выполняется, перейти к приведенным ниже расчетам.

9. Определить размеры зубчатой пары:

· диаметры вершин зубьев d_a1 = d₁ 2h_a; d_a2 = d₂ 2h_a, где h_a = m – высота головки зуба;

· диаметры окружностей впадин d_f1 = d₁–2h_f; d_f2 = d₂ – 2h_f, где h_f = 1,25m – высота ножки зуба;

· межосевое расстояние .

10. Определить силы, действующие в зацеплении:

· окружную силу

, Н;

· радиальную силу

, Н,

где α = 20° – угол зацепления.

Осевая сила для прямозубой передачи равна нулю: .

Date: 2022-08-30; view: 270; Нарушение авторских прав

Поскольку открытые цилиндрические передачи в приводе ис­пользуются для передачи больших крутящих моментов при малых частотах вращения, то, как правило, они имеют значительные габарит­ные размеры. Поэтому зубчатые колеса открытых передач изготавливают ковкой, штамповкой или литьем. Кроме того, для уменьшения стоимости изделия возможно зубчатое колесо изготавливать из двух частей, т. е. центр делать из дешевых материалов, а бандаж из конструкционных ста­лей (см. рис. 4.19 и табл. 4.19).

Ступицу колес цилиндрической передачи располагают или сим­метрично относительно венца, или асимметрично в зависимости от зада­чи конструирования сборочной единицы. С целью облегчения колеса необходимо предусматривать максимально возможное снятие лишнего металла, но не в ущерб его прочности.

При изображении открытых колес на чертеже пользуются теми же рекомендациями, что и для закрытых.

Рис. 4.19. Виды конструкций открытых цилиндрических зубчатых колес

Таблица 4.19

Оптимальные размеры для колес различных способов изготовления

5. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

5.1. Общие сведения

Червячные передачи (рис. 5.1) применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых перекрещиваются в пространстве. Угол перекрещивания чаще всего равен 90^о.

Рис. 5.1. Червячная передача

Передача представляет собой сопряжение червяка, по внешнему виду похожего на винт с трапецеидальной или близкой к ней по очертанию резьбой, и червячного колеса, зубьям которого в осевом сечении придают форму дуги для увеличения длины контактных линий в зацеплении. Червячная передача является зубчато-винтовой передачей, движение в которой преобразуется по принципу винтовой пары с характерным для нее повышенным скольжением.

Достоинствами червячных передач являются получение большого передаточного числа uв одной ступени (до 80 в силовых передачах), плавность и бесшумность работы передачи, гарантия при необходимости точных и малых делительных перемещений, обеспечение самоторможения (т.е. передачи движения только в одном направлении, например, в случае ведущего червяка – от червяка к колесу), компактность и сравнительно небольшая масса конструкций.

Недостатки червячных передач определяются скольжением витков червяка по зубьям колеса, следствием чего является значительное трение в зоне контакта. Трение скольжения вызывает повышенное изнашивание, возникновение значительного заедания и, как следствие, большое выделение теплоты в зоне зацепления и объясняет низкий коэффициент полезного действия (0,5–0,92) червячной передачи, а также необходимость изготовления венцов червячных колес из дорогих антифрикционных материалов (сплавов цветных металлов), необходимость регулирования зацепления (ось червяка должна лежать в средней плоскости венца червячного колеса).

Червячные передачи в зависимости от формы поверхности червяка делятся на цилиндрические и глобоидные. В цилиндрических червячных передачах делительная и начальная поверхности червяка представляют собой цилиндрические поверхности, в глобоидных делительная поверхность червяка является результатом вращения вокруг оси червяка вогнутого отрезка дуги делительной окружности парного червячного колеса, лежащей в плоскости его торцового сечения, содержащей межосевую линию червячной передачи, делящую отрезок дуги окружности пополам, делительная поверхность парного червяку червячного колеса цилиндрической формы.

Имея большую поверхность зацепления, глобоидные передачи имеют и значительно более высокую (в 2–3 раза по сравнению с червячными цилиндрическими) несущую способность, но они более сложны в изготовлении, требуют высокой точности в сборке, чувствительны к осевому смещению червяка (например, из-за изнашивания подшипников) и чаще всего нуждаются в дополнительном (искусственном) охлаждении. Вследствие вышеуказанного цилиндрические червячные передачи применяются гораздо чаще глобоидных.

В зависимости от способа нарезания боковых поверхностей витков червяков цилиндрические червячные передачи могут быть выполнены с линейчатыми и нелинейчатыми червяками. Боковые поверхности линейчатых червяков представляют собой условный след прямой линии, совершающей винтовое движение с постоянным шагом (архимедов, эвольвентный, конволютный червяки). Поверхность нелинейчатых червяков может быть образована конусом или тором.

ГОСТ 18498–73 устанавливает условные обозначения червяков.

Архимедов червяк (ZA). Для его изготовления режущие кромки резца должны быть установлены в плоскости, проходящей через ось червяка. Архимедов червяк имеет в осевом сечении прямолинейный профиль с углом 2α, равным профильному углу резца (2α = 20⁰). В торцовом сечении (сечении, перпендикулярном оси червяка) профиль витка очерчен архимедовой спиралью. Чтобы отшлифовать боковые поверхности витков, требуется круг, очерченный в осевом сечении сложной кривой, поэтому упрочняющую термообработку и последующее шлифование не производят. Низкая твердость червяков ограничивает их область применения тихоходными передачами, которые имеют сравнительно невысокие требования к нагрузочной способности и ресурсу. КПД передачи с архимедовыми червяками невысок.

Эвольвентный червяк (ZI). Для его изготовления резец устанавливают таким образом, чтобы прямолинейная кромка резца находилась в плоскости, касательной к основному цилиндру с диаметром d_b. В торцовом сечении профиль витка червяка очерчен эвольвентой, в осевом сечении профиль криволинейный (выпуклый). Возможность использования высокопроизводительного способа нарезания боковой поверхности витков дисковыми или червячными фрезами и термической обработки с последующим (с высокой точностью) шлифованием боковых поверхностей витков плоской поверхностью шлифовального круга определили широкое применение эвольвентных червяков.

Конволютный червяк (ZN).Для его изготовления резец устанавливают таким образом, чтобы режущие кромки резца находились в плоскости, касательной к цилиндру с диаметром, меньшим, чем d_b, и нормальной к оси симметрии впадины или витка. В торцовом сечении профиль витка очерчен конволютой (удлиненной или укороченной эвольвентой). В зависимости от того, к впадине или витку перпендикулярна плоскость, различаютвиды червяка ZN₁ и ZN_2. Червяк ZN₁, например, имеет прямолинейный профиль витка в плоскости, нормальной к винтовой линии и равноотстоящей от боковых поверхностей впадин.

Передачи с конволютным червяком имеют ограниченное применение, так как сложны в изготовлении.

Нелинейчатые червяки. Имеют нелинейчатую винтовую поверхность, образованную инструментом конусной (червяки ZK, ZK₁, ZK₂, ZK₃ ZK₄) или тороидальной формы (червяки ZT₁, ZT₂). Для витков таких червяков характерен криволинейный профиль: выпуклый – в сечении, нормальном к оси симметрии впадины, вогнутый – в осевом сечении. Червяки нарезают дисковыми фрезами соответствующей формы с последующей с высокой точностью шлифовкой конусным или тороидальным кругами. Передачи с нелинейчатыми червяками обладают повышенной нагрузочной способностью (особенно с червяками ZT за счет вогнутой формы зуба, способствующей увеличению пятна контакта с зубьями червячного колеса) и, как и эвольвентные, рекомендованы к применению в силовых передачах.

Разновидности червяков, образованных инструментом конусной формы:

ZK– червяк, у которого главная поверхность витка является огибающей производящего конуса при его винтовом движении относительно червяка с осью винтового движения, совпадающей с осью червяка;

ZK₁ – червяк, ось которого скрещивается с осью производящего конуса под углом, равным делительному углу подъема;

ZK₂ – червяк, образованный производящим конусом, выполненным в виде пальцевого инструмента, где ось червяка пересекается с осью производящего конуса под прямым углом;

ZK₃ – червяк, образованный производящим конусом, выполненным в виде чашечного инструмента, где ось червяка пересекается с осью производящего конуса под прямым углом;

ZK₄ – червяк, образованный производящим конусом, выполненным в виде кольцевого инструмента, где ось червяка пересекается с осью производящего конуса под углом, равным делительному углу подъема линии витка червяка.

Работоспособность червячных передач определяют контактная прочность рабочих поверхностей зубьев, их прочность при изгибе и износостойкость. Эти критерии рассматриваются при расчетах прежде всего относительно зубчатых колес. Поэтому при изготовлении для венцов червячных колес выбирают материалы с хорошими антифрикционными и антизадирными свойствами – бронзу, латунь, чугун, пластмассы, композиционные металлокерамические материалы. Червяки рекомендуется изготавливать из цементуемых сталей.

Все многообразие циклограмм (нагрузок) при расчетах можно свести к нескольким типовым. Согласно приложению к ГОСТ 21354–87 принято шесть типовых режимов нагружения. Графическое представление постоянного (0) и пяти переменных типовых режимов нагружения машин изображено на рис. 5.2
(N_i, T_i – соответственно число циклов действия напряжения σ_iи момент в i-м режиме нагружения; N_K– суммарное число циклов за срок работы; T_max – момент при расчете на выносливость). Переменные режимы: I – тяжелый, характери­зу­ется работой, большую часть времени с нагрузками, близкими к номинальным; II– средний равновероятный, характеризуется одинаковым временем работысо всемизначениями нагрузки; III–средний нормальный,характеризуется работой большую часть времени со средними нагрузками; IV – легкий,характеризуется работой большую часть времени с нагрузками ниже средних;V–особо легкий,характеризуется работой большую часть времени с малыми нагрузками.

Рис. 5.2. Типовые режимы нагружения

В тяжелом режиме нагружения чаще всего работают горные машины, в легко и особо легком – универсальные металлорежущие станки. Для транспортных машин наиболее используемые режимы – средний равновероятный и средний нормальный.

Использование типовых режимов упрощает расчеты.

5.2. Расчёт червячных цилиндрических передач

Исходные данные для проектировочного расчёта: P₁– мощность на червяке, кВт; Т₁ и Т₂ – крутящие моменты соответственно на валах червяка и червячного колеса,Н∙м; n₁ и n₂ – частоты вращения валов соответственно червяка и червячного колеса, об/мин; u – передаточное число.

Указанные исходные данные обычно определяются кинематическим расчётом привода, предшествующим расчёту передач.

Также в задании на проектирование указывается срок службы передачи, коэффициент годового и суточного использования, характер передаваемой нагрузки.

Date: 2022-08-30; view: 234; Нарушение авторских прав

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Червяки в силовых передачах, как правило, изготавливают из сталей, термообработанных до высокой твёрдости, с последующим шлифованием и полированием.

Стали, рекомендуемые для изготовления червяков, виды их термообработки и механические характеристики приведены в табл. 5.1.

Таблица 5.1

Марки сталей для червяков и их механические характеристики

Выбор материала червячного колеса зависит от скорости скольжения V_sвитков червяка по зубьям колеса.

В тихоходных малонагруженных передачах при малых скоростях скольжения (V_s < 2 м/c), а также в ручных приводах червячные колёса допускается изготавливать цельными из серого чугуна марок СЧ 15 или СЧ 21.

При скоростях скольжения V_s = 2…5 м/с для изготовления червячных колёс используют наиболее доступные марки из безоловянных бронз типа БрА9Ж4 или БрА9Ж4Л, имеющие хорошие механические характеристики, но невысокие противозадирные показатели.

При больших скоростях скольжения (V_s > 5 м/c)в ответственных передачах применяют дорогостоящие оловянно-фосфористые бронзы типов Бр010Ф1, Бр010Н1Ф1, характеризующиеся наилучшими противозадирными свойствами. Все бронзы, включающие в свой состав олово, сравнительно дороги и дефицитны, поэтому из них изготовляют только зубчатый венец, а колёсный центр изготовляют из серого чугуна или стали.

Date: 2022-08-30; view: 219; Нарушение авторских прав

Допускаемые контактные напряжения (МПа) для оловянных бронз Бр010Ф1 и Бр010Н1Ф1 определяют по формуле

[σ_H] = C_v ∙ [σ_H]₀ ∙K_HL , (5.3)

здесь С_v – коэффициент, учитывающий скорость скольжения, значения С_v определяют по табл. 2; [σ_H]₀ – допускаемое контактное напряжение (МПа) для базового числа циклов перемены напряжений, равного 10⁷, [σ_H]₀ определяют по табл. 5.2; K_HL – коэффициент долговечности,

K_HL = , (5.4)

где N_НЕ – расчётное число циклов перемены напряжений.

Для режима постоянной нагрузки

N_HE = 60 ∙ n₂ ∙ t_Σ, (5.5)

где n₂ – частота вращения червячного колеса, об/мин, t_Σ – суммарный срок службы передачи в часах, равный

t_Σ = L ∙365 К_год∙24 К_сут, (5.6)

где L – срок службы передачи, годы; К_год и К_сут – коэффициенты использования передачи в году и сутках (указываются в задании на курсовой проект).

При N_НЕ > 25∙10⁷ принимают N_НЕ = 25∙10⁷ .

Таблица 5.2

Значение коэффициента C_v

Vs, м/c	1							8
Cv	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,8

Таблица 5.3

Значения допускаемых контактных напряжений
для базового числа циклов перемены напряжений

Допускаемые контактные напряжения (МПа) для безоловянных бронз БрА9Ж4 и БрА9Ж4Л определяют по формуле:

[σ_H] = [σ_H]₀– 25V_s. (5.7)

Для червячных колёс, изготовленных из чугуна, допускаемые контактные напряжения (МПа) определяют по формуле:

[σ_H] = 175 – 35V_s . (5.8)

Date: 2022-08-30; view: 201; Нарушение авторских прав

Действительная скорость скольжения V_s (м/с) (рис. 5.3, а) направлена по касательной к линии витка червяка и определяется по формуле

V_s= V₁ / cos γ, (5.16)

где V₁ – окружная скорость червяка (м/с),

V₁= π ∙d₁ ∙ n₁ /(60 ∙ 1 000), (5.17)

причём делительный диаметр червяка вычисляется как d₁= m ∙ q (здесь размерность d₁и m – мм; n₁ – об/мин); γ – угол подъёма винтовой линии червяка, величина которого вычисляется по формуле γ = arctg(Z₁ / q).

Значения угла подъёма винтовой линии червяка γ приведёны в табл. 5.5.

Таблица 5.5

Значения угла подъёма винтовой линии червяка γ

Рис. 3. Скольжение в червячной передаче:

а – определение скорости скольжения;

б – расположение контактных линий скорости скольжения на зубе колеса

Жидкостное трение между витками червяка и зубьями колеса препятствует заеданию и износу. Обеспечить такое трение в зоне контакта в состоянии только клиновидный зазор в направлении вектора скорости скольжения в зоне контакта. При скольжении поверхностей вдоль линий контакта масляный слой образовываться не может. На рис. 5.3, б цифрами 1–3 показаны последовательные положения контактных линий в процессе зацепления и направления скорости скольжения в характерных точках. Неблагоприятная для работы зона, в которой направление скорости скольжения почти совпадает с направлением контактных линий, заштрихована. Благоприятной для контакта с витком червяка зоной зуба является его часть со стороны выхода червяка из зацепления. Скорость скольжения V_sздесь имеет значительную составляющую V_s¢, перпендикулярную линии контакта, и условия образования масляного слоя самые оптимальные. Следует отметить, что повышенную несущую способность червячных передач с нелинейчатыми червяками определяет, в частности, то обстоятельство, что контактные линии расположены в них так, что при любом положении в процессе зацепления витка червяка с зубом колеса наблюдается значительная составляющая V_s¢.

Date: 2022-08-30; view: 318; Нарушение авторских прав

Геометрические параметры червячной передачи и параметры ее стандартного исходного контура приведены на рис. 5.4.

Для передачи со смещением (x 0) фактическое значение межосевого расстояния

а_w = 0,5 m (q Z₂ 2x). (5.22)

Значения параметров стандартного исходного контура червячных передач приведены в табл. 5.8.

Таблица 5.8

Значения параметров стандартного исходного контура червячных передач

а)

Рис. 5.4. Параметры червячной передачи:

а – геометрические; б – стандартного исходного контура

Геометрические параметры червяка определяются по формулам:

· делительный диаметр d₁ = qm;

· начальный диаметр d_w1 = m(q 2x);

· диаметр вершин витков d_a1 = d₁ 2m;

· диаметр впадин витков d_f1 = d₁ – 2,4m = d₁ – 2,4m;

· длина нарезанной части червяка b₁ определяется по табл. 5.9.

Таблица 5.9

Длина нарезанной части червяка b

Коэффициент смещения x	Число заходов червяка Z2
1; 2
	b1 (11 0,06Z2)m	b1 (12,5 0,09Z2)m
-0,5	b1 (8 0,06Z2)m	b1 (9,5 0,09Z2)m
-1,0	b1 (10,5 Z2)m	b1 (10,5 Z2)m
0,5	b1 (11 0,1Z2)m	b1 (12,5 0,1Z2)m
1,0	b1 (12 0,1Z2)m	B1 (13 0,1Z2)m

Основные размеры венца червячного колеса определяются по формулам:

· делительный диаметр d₂ = d_w2 = m Z₂;

· диаметр вершин зубьев d_a2 = d₂ 2m(1 x);

· диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ – 2m(1,2– x);

· наибольший диаметр колеса ;

· ширина венца b₂=0,335 а_w при Z₁= 1; 2 и b₂=0,315 а_w при Z₁= 4.

Date: 2022-08-30; view: 211; Нарушение авторских прав

Силы в зацеплении рассматривают приложенными в полюсе зацепления и задают тремя взаимноперпендикулярными составляющими: окружной F_t, радиальной F_rиосевой F_a (рис. 5.5). Для большей наглядности изображения сил червяк и червячное колесо на рисунке условно выведены из зацепления.

Окружная сила F_t2 на червячном колесе, равная осевой силе F_a1 на червяке:

F_t2 = F_a1=2 ∙ 10³ T₂ / d₂ . (5.23)

Окружная сила F_t1на червяке, равная осевой силе F_a2 на червячном колесе:

F_t1 = F_a2 = 2 ∙10³ T₁/ d_w1 . (5.24)

Радиальная сила F_r2 на колесе, равная радиальной силе F_r1 на червяке:

F_r2 = F_r1= F_t2 ∙ tg α . (5.25)

В этих формулах α = 20^о – угол профиля витка червяка; размерность крутящих моментов соответственно на червяке и червячном колесе T₁и T₂– H∙м, делительного диаметра колеса d₂ и начального диаметра червяка d_w1 – мм, окружной F_t,радиальной F_rиосевой сил F_a– H.

Направления окружной радиальной и осевой сил в зацеплении червячной передачи зависят от направления (по часовой или против часовой стрелки) подводимого к червяку момента и направления (правостороннего или левостороннего) линий витков червяка. Если нет заранее оговоренных рекомендаций в связи с особыми условиями работы передачи, червяк обычно делают с правосторонней нарезкой витков червяка.

Направления действия сил в зацеплении объясняются на примере, приведенном на рис. 5.5, б, при подводимом к червяку моменте, направленном против часовой стрелки, и правостороннем направлении линий витков червяка. Момент вращает червяк против часовой стрелки. Витки червяка заставляют вращаться червячное колесо также против часовой стрелки. Червячное колесо создает сопротивление вращению червяка, поэтому окружная составляющая F_t1 силы, приложенная от колеса к червяку, направлена против направления движения червяка. Ей равна по модулю и противоположна по направлению (согласно третьему закону Ньютона) прикладываемая к червячному колесу от червяка осевая составляющая F_a2 силы. Червячное колесо заставляет вращаться окружная составляющая F_t2силы. Следовательно, направление этой составляющей совпадает с направлением вращения. Составляющая F_a1, действующая на червяк, равна по модулю и противоположна составляющей F_t2. Радиальные составляющие F_r2и F_r1 равны и противоположны друг другу.

Рис. 5.5. Силы в червячной передаче

Рис. 5.6. Направления действия сил в червячной передаче
в зависимости от направления вращения червяка и червячного колеса

Date: 2022-08-30; view: 319; Нарушение авторских прав

Червячные передачи вследствие их низкого КПД из-за значительного расхода энергии на преодоление трения работают с большим тепловыделением. Нагрев масла до температуры, превышающей допустимую [t]_м, приводит к снижению его защитной способности, разрушению масляной плёнки и возможности заедания в передаче.

Расчётная формула для определения температуры масла в редукторе (^оC) при установившемся режиме работы червячной передачи, определённая из условия равенства теплоты, выделяемой в передаче и отводимой в окружающую среду, имеет вид

t_м = t₀ , (5.26)

где t₀– температура воздуха вне корпуса (внутри цеха обычно t₀ = 20 ^о C);
η – КПД червячной передачи; K_T– коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток, передаваемый в секунду одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус и зависящий от материала корпуса редуктора, степени шероховатости поверхности его стенок, режима циркуляции наружного воздуха и условий перемешивания масла. Для чугунных корпусов при естественном охлаждении принимают
K_T= 12…17 Вт/(м² ∙ ^оC), причём большие значения принимают для передач, работающих в помещениях с хорошей циркуляцией воздуха или эксплуатируемых на открытом воздухе, при незначительной шероховатости наружных поверхностей корпуса и при соблюдении постоянного интенсивного перемешивании масла; A – площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, м². При проектировочном расчёте принимают А 20a_w², где а_w – межосевое расстояние передачи, м; P₁ – мощность на червяке, кВт; – коэффициент, учитывающий отвод тепла теплопроводностью (принимают = 0,3, если корпус установлен на металлической раме, и = 0, если основание бетонное).

Допустимая температура масла обычно принимается равной [t]_м=90 ^оC. Повторно-кратковременный режим работы снижает температуру масла.

Если при расчёте t_м[t]_м,это означает, что естественного охлаждения достаточно. В противном случае необходимо применять искусственное охлаждение.

При 1 < t_м /[t]_м2 применяют воздушное охлаждение, при котором корпус редуктора обдувается воздухом с помощью вентилятора (крыльчатка вентилятора устанавливается на свободном конце червяка).

При t_м /[t]_м > 2 применяют водяное охлаждение, при котором устанавливают в корпусе редуктора водяные полости или змеевики с проточной водой.

Для смазки червячных передач применяются масла:

· цилиндровое 24 (вискозин);

· цилиндровое 52 (вапор);

· трансмиссионное автотракторное летнее (нигрол летний);

· трасмиссионное с присадкой летнее;

· тракторное АК-15 (автол 18);

· автотракторное АКЗп – 10;

· автотракторное АКЗп – 6.

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

6.1. Общие сведения

Ременная передача – передача трением с гибкой связью.Она состоит из ведущего диаметром d₁, ведомого диаметром d₂ шкивов и ремня l , надетого на шкивы с предварительным натяжением. В состав передачи может также входить натяжное устройство 2 (рис. 6.1).

Ременная передача первой из передач получила промыш­ленное применение. Передачу энергии на средние и большие расстояния в XIX веке стали осуществлять металлической лен­той, а затем тросом.

После зубчатой передачи ременная – наиболее распространен­ная из механических передач.

а) б)

Рис. 6.1. Схема ременной передачи:

а – без натяжного устройства; б – с натяжным устройством

По принципу действия различаются передачи трением (нагрузку передают силы трения между шкивами и ремнем) и зацеплением (зубчато-ременные). Последние существенно отличаются по своим свойствам от передач трением и рассматриваются отдельно.

Применение.Ременные передачи применяют в приводах для передачи движения от электродвигателя или ДВС, когда по конст­руктивным соображениям межосевое расстояние должно быть дос­таточно большим, а передаточное отношение и может быть не строго по­стоянным (приводы металлорежущих станков, конвейеров, транс­портных, дорожных, строительных и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения и (приборные и робототехнические устройства).

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно не превышает 50 кВт, хотя может достигать 2000 кВт и более. Скорость ремня колеблется в пределах от 5 до 50 м/с, а в высокоскоростных передачах – до 100 м/с и выше.

Безусловным требованием нормального функционирования ременных передач трением является наличие натяжения ремня, которое достигается либо предварительным упругим растяжением ремня, либо перемещением одного из шкивов относительно другого, либо натяжным роликом, либо автоматическим устройством, обеспечивающим регулирование натяжения в зависимости от передаваемой нагрузки.

Достоинстваременных передач: 1) возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м); 2) возможность работы с вы­сокими частотами вращения; 3) плавность и низкий уровень шума вследствие эластичности ремня; 4) смягчение вибраций и ударов вследствие упругости ремня; 5) защита от пере­грузок вследствие возможного проскальзывания ремня по шкиву (кроме передач зубчатым ремнем); 6) простота конструкции, эксплуатации, отсутствие смазочной системы и малая стоимость.

Недостатки:1) большие радиальные размеры; 2) большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, необходимость устройств для на­тяжения ремня; 3) непостоянное передаточное число вследствие не­избежного упругого скольжения ремня; 4) малая долговечность ремня в быстроходных передачах; 5) чувствительность нагру­зочной способности к наличию паров влаги и нефтепродуктов.

Ремни передач трением в зависимости от формы поперечного сечения ремня различают плоским ремнем (рис. 6.2, а), клиновым ремнем (рис. 6.2, б), поликлиновым ремнем (рис. 6.2, в), круглым ремнем (рис. 6.2, г). Наибольшее применение в машиностроении нашли клиновые и поликлиновые ремни.

а) б) в) г)

Рис. 6.2. Ременные передачи:

а – плоским ремнем; б – клиновым ремнем;
в – поликлиновым ремнем; г – круглым ремнем

Ремни изготовляют из прорезиненных тканей или синтетиче­ских материалов.

Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспо­собностью и долговечностью (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях). Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15 м) или высоких скоростях ремня (до 100 м/с).

За счет клинового эффекта в передачах клиновым и поликлино­вым ремнями можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.

Ремни круглого сечения используют впространственных передачах малой мощности (оборудование полиграфической и текстильной промышленности, настольные станки, приборы, бытовые машины). Скорость ремня до 30 м/с.

6.2. Основные геометрические параметры

Основные геометрические параметры показаны на рис. 6.3.

Рис. 6.3. Геометрические параметры ременной передачи

1. d₁, d₂ – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм.

2. а – межосевое расстояние передачи, мм.

3. Угол γ между ветвями ремня (в радианах).

Угол γ между ветвями ремня находят из треугольника О₁АО₂:

sin(γ/2) = (∆/2), где ∆ = (d₂ – d₁)/2. Тогда угол между ветвями ремня в радианах;

γ = 2arcsin(∆/а) ≈ 2∆/а.

Угол α₁ охвата ремнем малого шкива (в градусах).

α₁ = 180^о – γ^о ≈ 180^о – (2∆/а)∙57,3^о.

Допускается использовать при расчетах выражение:

α₁ = 180^о – γ^о ≈ 180^о – (2∆/а)∙57^о.

Минимальный угол охвата α_1min для плоскоременной передачи должен быть 150^о, для клиноременной α_1min – 120 ^о.

4. Длина ремня L , мм (без учета его деформации на шкивах) определяется как сумма длин прямолинейных участков и длин дуг охвата ремнем малого и большого шкивов.

L = 2a(cos γ/2) π/2 (d₂ d₁) γ/2(d₂ – d₁).

Принимая (d₂ d₁) /2 = d_ср и используя разложение в ряд Маклорена, согласно которому cos(γ/ 2) ≈ 1– (1/2)(γ/2)², получаем зависимость для нахождения длины ремня

L ≈ 2a πd_ср ∆²/а.

При этом для бесконечных ремней следует уточнить из полученного для длины L выражения предварительно заданное межосевое расстояние:

6.3. Силовые соотношения в передаче

Для нормальной работы ременной передачи необходимо обеспечить определенное трение между ремнем и шкивом, поэтому ремню после ус­тановки на шкив придают предварительное натяжениесилой F₀ (причем, чем больше F₀, тем выше тяговая способность передачи и меньше срок службы).

До приложения нагрузки (передача в состоя­нии покоя или холостого хода ) каждая ветвь ремня натянута одинаково с силой F₀ (рис. 6.4, а).

а) б)

Рис. 6.4. Натяжение ветвей ремня:

а – в состоянии покоя; б – после приложения вращающего момента

При приложении рабочего вращающего момента Т₁ происходит перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь (ВЩ) дополнительно натягивается до силы F₁,а натяжение ведомой ветви (ВМ) уменьшается до F₂(рис. 6.4, б). Из условия равновесия моментов относительно оси вращения

– Т₁ F₁ d₁/2 – F₂ d₁/2 = 0 или F₁ – F₂ = F _t,

где F _t = 2∙10³Т₁ /d₁ – окружная сила на шкиве, Н. Здесь Т₁ в Н ∙ м; d₁ в мм.

Общая геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки и во время работы передачи остается неизменной. Дополнительное упругое удлинение ведущей ветви под действием силы ∆F = F₁ – F₀компенсирует равное сокращение ведомой ветви под действием силы ∆F = F₀– F₂. Следовательно, насколько возрастает сила натяжения ведущей ветви ремня, настолько же снижается сила натяжение ведомой, т.е.

F₁ = F₀ ∆F и F₂ = F₀– ∆F или F₁ F₂ = 2F₀ .

Решая совместно уравнения F₁– F₂ = F _t и F₁ F₂ = 2F₀ , получим

F₁ = F₀ F_t/ 2;

F₂ = F₀ – F_t/ 2. (1)

При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила F_ц, Н:

F_ц = 10^-6 ρАv² ,

где А – площадь сечения ремня, мм²; ρ – плотность материала, кг/м³, v – скорость ремня, м/с.

Сила F_цотбрасывает ремень от шкива, снижая тем самым силы трения и нагрузочную способность передачи.

Таким образом, силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня: при передаче полезной нагрузки (F₁ F_ц)и (F₂ F_ц)соответ­ственно; на холостом ходу (F₂ F_ц).

Нагрузка на валы и подшипники.Силы натяжения ветвей ремня нагружают шкивы, валы, на которых шкивы установлены, и опоры валов – подшипники. В покое ветви ремня нагружены силами F₀,предварительного натяжения (рис. 6.5, а): угол между векторами (80° ≤ α₁).

а) б)

Рис. 6.5. Нагрузка на валы и подшипники:
а – в покое; б – при передаче полезной нагрузки

Из рассмотрения треугольников равнобедренного ОАС и прямоугольного ОВА следует:

ОС = 2ОВ =2ОА sin(α₁/2).

Сила, действующая на валы в неработающей передаче, таким образом, определяется как

F_в = 2F₀ sin(α₁/2),

где α₁ – угол обхвата.

При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежной силы имеем (рис. 6.5, б):

.

Вектор F_вотклонен на угол θ от линии центров на малом шкиве в сторону ведущей ветви, а на большом – в сторону ведомой ветви. Обычно сила F_в, действующая на валы ременной передачи, в 2 … 3 раза больше окружной силы F_t,что является серьезным недостатком ременных передач.

6.4.Напряжения в ремне

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределены неравномерно (рис. 6.6). Различают следующие виды напряжений в ремне:

Рис. 6.6.Эпюры напряжений в ремне

1. Напряжение σ₀от силы предварительного натяжения. В состоянии покоя или при холостом ходе (вращение без передачи полезной нагрузки) каждая ветвь ремня натянута силой F₀ .Таким образом,

σ₀ = F₀/А,

где А – площадь поперечного сечения ремня.

2. Полезное напряжение σ_t. Отношение окружной силы (по­лезной нагрузки) F_tк площади поперечного сечения ремня А называют полезным напряжением σ_t:

σ_t = F_t /А ,

F _t= F₁– F₂

А так как F _t= F₁– F₂, то полезное напряжение σ_t является разностью напряжений σ₁ в ведущей и σ₂ в ведомой ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (пока не сказывается влияние цен­тробежных сил):

σ_t= σ₁– σ₂ .

Напряжения σ₁в ведущей и σ₂ в ведомой ветвях от сил F₁и F₂с учетом (1):

σ₁ = F₁/А = F₀/А 0,5F_t /А = σ₀ 0,5σ_t;

σ₂ = F₂/А = F₀/А – 0,5F_t /А = σ₀ – 0,5σ_t.

Значением σ_t оценивают тяговую способность ременной пере­дачи.

3.Напряжение изгиба σ_ивозникает в ремне при огибании им шкивов. По закону Гука: σ_и= εЕ, где ε = 2y_mах /d – относительное удлинение волокон на наружной стороне ремня при изгибе.

Тогда

σ_и= 2 y_mах Е /d, (6.2)

где Е – модуль продольной упругости материала ремня, у_mах – расстояние от нейтральной линии до опасных волокон, с которых начи­нается разрушение ремня, d – расчетный диаметр.

За расчетный диаметр d для передачи плоским ремнем берется диаметр наружной поверхности шкива; для передачи клиновым, поликлиновым и круглым ремнями – диаметр окружности по нейтральной линии ремня.

Наибольшее напряжение изгиба в рем­не (согласно (2)) возникает на шкиве меньшего диаметра d₁. Обычно для достижения минимальных габаритов передачи стремятся принимать небольшие значения диаметра d₁ малого шкива. Однако при этом возникают боль­шие напряжения изгиба σ_и1, которые могут в несколько раз превы­шать все другие напряжения.

На практике значение σ_и1 ограничивают минимально допус­тимым для каждого вида ремня значением d₁.

Date: 2022-08-30; view: 322; Нарушение авторских прав

Максимальное напряжение действует в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив и сохраняет свою величину на всей дуге покоя(рис. 6.6).

6.5. Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число

В ременной передаче различают два вида скольжения ремня – упругое и буксование.

Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива сила его натяжения уменьшается от F₁ до F₂(рис. 6.3, б и 6.7). Так как деформация ремня пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень под действием силы упругости укорачивается, преодолевая сопротивление силы трения в контакте ремня со шкивом. При этом ремень отстает от шкива: возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от F₂ до F₁,ремень удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата α, а лишь на части ее – дуге скольжения β, которая всегда расположена со стороны сбегания ремня со шкива. Длину дуги скольжения определяет условие равновесия сил трения на этой дуге и разности сил натяжения ветвей, т. е. окружной силы – F _t= F₁– F₂.

При нормальной работе: β₁ = (0,5 … 0,7) α₁.

Рис. 6.7. Скольжение ремня по шкивам

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя (α – β), на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной силе натяжения набе-гающей ветви, а сам ремень движется вместе со шкивом без скольжения.

Скорости v₁ и v₂ прямолинейных ветвей равны скоростям шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости v₁ – v₂ определяет скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. стрелки на дуге β₁ на рис. 6.7).

I Упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности сил F₁ и F₂,нагружающих ведущую и ведомую ветви ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости и, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

Упругое скольжение ремня характеризуют коэффициентом скольжения ξ :

ξ = (v₁ – v₂)/ v₁ или v₂ = v₁ (1– ξ),

где v₁ и v₂ – окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно ξ = 0,01 …0,02.

Буксование.С увеличением окружной силы F_tуменьшается дуга покоя, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значи­тельной перегрузке дуга скольжения β₁ достигает значения дуги обхвата α₁ и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т.е. буксует. При буксовании ремня на ведущем шкиве ведомый шкив останавливается: передача теряет свою работоспособность.

6.6. Передаточное отношение

Окружные скорости ведущего и ведомого шкивов соответственно

v₁= πd₁n₁ /60 000 и v₂ = πd₂n₂/60 000,

где n₁ и n₂ – частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин^-1;
d₁ и d₂ –- диаметры этих шкивов, мм.

Передаточное отношение ременной передачи:

u = n₁ /n₂ = v₁d₂/(v₂d₁) = d₂/[d₁ (1– ξ) ]

Упругое скольжение, зависящее от значения окружной силы F_t,является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения ременных передач.

При проектировании рекомендуют принимать для передач плоским ремнем и ≤ 5, клиновым и ≤ 7, поликлиновым и ≤ 8, зубчатым и ≤ 12.

6.7. Критерии работоспособности и расчета ременной передачи

Основные критерииработоспособности и расчета ременных передач: тяговая способность(прочность сцепления ремня со швом) и долговечность ремня.

Расчет по тяговой способности является основным расчетом ременных передач, обеспечивающим одновременно и прочность ремней, и передачу ими требуемой нагрузки.

Тяговую способность характеризует окружная сила F_tили полезное напряжение σ_t при данном натяжении силой F₀ ремня и скольжении ξ. Тяговая способность тем выше, чем больше угол обхвата α, коэффициент трения между ремнем и шкивом, сила F₀ предварительного натяжения. Тяговая способность понижается с увеличением скорости ремня из-за действия центробежных сил.

Расчет на долговечность выполняют как проверочный.

Тяговая способность ременной передачи обусловлена сцеплением ремня со шкивами.Экспериментально исследуя тяговую способность, строят графики – кривые скольжения и КПД(рис. 6.8); на их базе разработан метол расчета ременных передач. При постоянной силе предварительного натяжения F₀ кривые скольжения устанавливают связь между окружной силой F_t(тягой) и относительным скольжением. При построении гра­фика по оси абсцисс откла­дывают относительную на­грузку, выраженную через коэффициент тяги φ:
φ = F_t/( F₁ F₂) = F_t/ (2F₀) = σ_t/(2 σ₀), а по оси ординат– коэффициент скольжения. При испытании по­степенно увеличивают полезную нагрузку F_t(коэффициент тяги φ), сохраняя постоянным предварительное натяжение F₁ F₂ = = 2F₀, замеряют окружные скорости шкивов и вычисляют скольжение.

При возрастании коэффициента тяги от нуля до некоторого зна­чения φ_К, называемого критическим (рис. 6.8), наблюдают только упругое скольжение ремня по шкиву. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно соответствуют закону Гука, поэтому кривая скольже­ния близка к прямой. Этот участок характеризует устойчивую рабо­ту ремня. При дальнейшем увеличении коэффициента тяги от φ_К до φ_max наблюдают как упругое скольжение, так и частичное пробук­совывание, которое по мере увеличения φ растет. Работа передачи становится неустойчивой. При φ_mах окружная сила F_tдостигает зна­чения максимальной силы трения, дуга покоя полностью исчезает, а дуга скольжения β₁ распространяется на весь угол обхвата α₁ – наступает полное буксование ремня на ведущем шкиве.

Рис. 6.8. Кривые скольжения и КПД

6.8. Потери в передаче и КПД. Долговечность ремня

Потери в передаче и КПД.При работе ременной передачи возникают потери на: упругий гистерезис, скольжение ремня по шкивам, трение в подшипниках опор и аэродинамические сопротив­ления. В клиноременной передаче дополнительно возникают потери на радиальное скольжение ремня в канавке и на его поперечное сжа­тие. Наибольшая доля потерь приходится на гистерезис при изгибе, особенно для клиноременных передач. Потери, связанные с изгибом и аэродинамическим сопротивлением, не зависят от передаваемой нагрузки. Поэтому КПДпередачи при малых нагрузках невысок, так как велики относительные потери. Он достигает максимума η_maх в зоне критического значения φ_К (рис. 6.8).

В диапазоне значений коэффициента тяги от φ_К до φ_max к уп­ругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое вызывает изнашивание и нагрев ремня, а также резкое снижение КПД передачи вследствие увеличения потерь на скольжение.

Согласно кривым скольжения и КПД передаваемую силу F_tследует принимать вблизи значения φ_К , которому соответствует η_max. При нормальных условиях работы для передачи плоским рем­нем η_max = 0,95 … 0,97; для передачи клиновым и поликлиновым ремнем η_max = 0,92 … 0,96. Работу передачи при
φ > φ_К можно до­пускать только при кратковременных перегрузках, например в пери­од пуска.

Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги φ_Кзначение которого определяет допускаемую окружную силу[F _t].

Из формулы

φ = F_t/( F₁ F₂) = F_t/ (2F₀) = σ_t/(2 σ₀)

следует:

[F _t] = 2 φ_К F₀.

Значения φ_К установлены экспериментально для каждого типа ремня: для плоских ремней φ_К = 0,4 … 0,5; для клиновых и поли­клиновых φ_К = 0,7..,0,8.

Долговечность ремнязависит 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 дол­говечностьв большой степени зависит от числа изгибов ремня на шкивах. Следует иметь в виду, что за один пробег ремня в передаче с u = 1 в нем дважды действуют максимальные напряжения(ремень испытывает два изгиба на шкивах равного диаметра). Одной из со­ставляющих напряжений является напряжение от силы F₀ предварительного натяжения ремня. Чем больше F₀ , тем выше тяговая спо­собность передачи, но ниже долговечность ремня.

Под влиянием циклического деформирования в ремне возника­ют усталостные разрушения – трещины, надрывы, расслаивание ремня. Снижению сопротивления усталости способствует нагрев ремня от внутреннего трения и от 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: два шкива, ведомая и ведущая ветви

Число пробегов ремня (число циклов нагружения) за весь срок работы передачи пропорционально частоте пробегов:

υ = ν/ L_р≤ [ν],

где v – скорость ремня, м/с; L_р– длина ремня, м; [υ] – допускаемая частота пробегов, с^-1.

Частота пробегов является показателем долговечности рем­ня: чем больше υ, тем больше число циклов при том же времени рабо­ты или тем меньше долговечность при том же уровне напряжений.

Для достижения средней долговечности в 2000…3000 ч реко­мендуют ограничивать частоту пробегов, принимая для ремней:

• плоских (прорезиненных-синтетических) [υ] < 10 – 50 с^-1;

• клиновых[υ] < 20 с^–1;

• поликлиновых [υ] < 30 с^–1.

В основе уточненных методов расчета ремней на долговеч­ность лежит уравнение кривой усталости

σ^q_maxN_E = С,

где q и С – опытные постоянные; σ_mах – наибольшее напряжение, определяемое в п. 8.4; N_E эквивалентное число циклов нагружения,

N_E = 3600 υ z_шк L_h / k_и .

Здесь υ – частота пробегов ремня, с^-1; z_шк – число шкивов в пе­редаче;
L_h – ресурс ремня, ч; k_и – коэффициент, учитывающий раз­ную степень изгиба ремня на меньшем и большем шкивах. При и = 1 k_и = 1; с увеличением передаточного отношения и влияние изгиба на большем шкиве уменьшается, а значение k_ивозрастает, приближаясь к значению z_шк.

6.9. Расчет клиноременных передач

В машиностроении пре­имущественно применяют пере­дачи клиновым или поликлино­вым ремнем.

Клиновые ремниимеют трапециевидное поперечное се­чение (рис. 6.9), а шкивы канавки соответствующего ремню про­филя. Профили ремней и канавок шкивов имеют контакт только по боковым (рабочим) поверхностям ремней и боковым граням канавок шкивов. Между внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор. В передаче часто применяют несколько клиновых ремней (ком­плект).

Достоинствомэтой передачи по сравнению с передачей пло­ским ремнем является то, что благодаря повышенному (до трех раз) сцеплению ремня со шкивами, обусловленному эффектом клина, она может передавать большую мощность, допускает меньший угол обхвата на малом шкиве, а следовательно, и меньшее межосевое расстояние а, допускает бесступенчатое регулирование скорости (ременные вариаторы).

Рис. 6.9. Поперечное сечение клинового ремня

Недостаткамиявляются большие напряжения изгиба вследст­вие значительной высоты ремня, большие потери на внешнее и внутреннее трение, большая стоимость изготовления шкивов и не­одинаковая работа ремней в комплекте вследствие отклонений в их длине.

Рекомендуется применять передачиклиновыми ремнями при малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, вертикальном расположении осей валов. Клиновые передачи применяют для мощностей до 200 кВт.

Типы ремней.Клиновые ремни состоят (рис. 6.9) из несущего слоя – корда 1на основе материалов из химических волокон (кордшнур или кордовая ткань), резины 2и оберточной ткани 3,свулканизированных в одно целое. В зависимости от конструкции несуще­го слоя, расположенного в зоне нейтральной линии, клиновые ремни бывают двух типов: кордтканевые и кордшнуровые. В кордтканевых корд состоит из нескольких рядов вискозной, капроновой или лавса­новой ткани. В кордшнуровых ремнях корд состоит из одного ряда навитых по спирали шнуров из полиэфирных или полиамидных во­локон; для передач с высокой нагрузкой – из кевлара.

Кордтканевые ремни характеризует меньший модуль упругости, они лучше работают при ударной и вибрационной нагрузке.

Клиновые ремни выпускают бесконечными. Перспективными являются ремни без обертки 3 (рис. 6.9). Коэффициент трения при этом в 2 раза выше, чем при наличии обертки, что увеличивает тяговую способность, позволяет уменьшить натяжение и тем самым по­высить долговечность.

Основные размеры клиновых ремней: расчетная ширина w_Pи расчетная длина L_Pпо нейтральному слою, расположенному на рас­стоянии у₀от большего основания трапеции. В зависимости от от­ношения w_P к высоте h (рис. 6.9) стандартные клиновые ремни из­готовляют нормального (w_P /h = 1,4), узкого
(w_p /h = 1,06 … 1,10)и широкого (w_p/h = 2,0 … 4,5) сечений.

Клиновые ремни нормальных сечений обозначают (в порядке увеличения поперечного сечения): Z, А, В, С, D, Е. В зависимости от применяемых материалов и технологии изготовления ремни выпус­кают четырех классов (в порядке повышения качества): I, II, III и IV.

Из-за большой массы скорость их ограничена (до 30 м/с).

Вследствие большой относительной высоты ремни нормальных сечений имеют ограниченную долговечность. Большая высота ремня приводит к значительным деформациям сечения при изгибе, проги­бу ремня в канавке, неравномерному распределению нормальных давлений в зоне контакта ремня со шкивами и неравномерному рас­пределению нагрузки по нитям корда.

Клиновые ремниузких сечений изготовляют четырех сечений: SPZ, SPA, SPB, SPC. Благодаря меньшему отношению ширины рем­ня к высоте имеют более равномерное распределение нагрузки по ни­тям корда. Поэтому узкие ремни допускают большие натяжения, пере­дают при той же площади сечения в
1,5–2 раза большую мощность, что делает возможным уменьшить число ремней в комплекте и ширину шкива. Узкие ремни хорошо работают при скоростях до 50 м/с.

Широкие клиновые ремни предназначены для вариаторов.

Для двигателей автомобилей, тракторов и комбайнов применя­ют вентиляторные ремни.

Расчетная длина L_P соответствует длине клинового ремня на уровне нейтральной линии. Допускаемые отклонения длины ремней значительны, поэтому требуется тщательно подбирать комплекты ремней по длине. Например, при L_P= 1250 … 1900 мм допускают разность длин ремней одного комплекта до 4 мм. При разрушении одного ремня заменяют весь комплект. Использование новых ремней с ремнями, бывшими в употреблении, недопустимо. Ремни, бывшие в употреблении, подбирают отдельным комплектом.

Поликлиновые ремни – бесконечные плоские ремни с продоль­ными ребрами – клиньями, входящими в кольцевые клиновые ка­навки на шкивах (рис. 6.10). В поликлиновых ремнях корд 1 из высокопрочного полиэфирного шнура расположен в тонкой пло­ской части. Резина 2над кордом и по ребрам ремня защищена оберткой 3. Выпускают также ремни без обертки, обеспечивающие коэффициент трения в 2 раза выше, чем при наличии обертки, что уве­личивает тяговую способность, позволяет снижать предварительное натяжение.

Изготовляют ремни трех сечений (в порядке увеличения высоты Н ремня, высоты h ребра, шага р: К, Л и М). Размер δ определяет положение нейтрального слоя.

Рис. 6.10. Поперечное сечение поликлинового ремня

Поликлиновые ремни сочетают достоинства ремней плоских I (гибкость) и клиновых (высокая тяговая способность). Благодаря высокой гибкости допускают применение шкивов малых диаметров. Поликлиновые ремни могут работать при скоростях до 65 м/с.

Рабочая поверхность расположена по всей ширине ремня, что обусловливает высокую нагрузочную способность: при одинаковой передаваемой мощности ширина b поликлинового ремня существен­но меньше ширины комплекта клиновых ремней нормальных сечений. Поликлиновую передачу применяют при мощностях до 1000 кВт.

Малая масса ремня способствует снижению уровня его колебаний. Однако передачи поликлиновыми ремнями чувствительны к относительному осевому смещению шкивов и отклонению от параллельности осей валов.

В настоящее время в машиностроении получили наибольшее распространение передачи клиновыми (нормального и узкого сечения) и поликлиновыми ремнями. Скорость клиновых ремней не должна превы­шать 25–30 м/с, а поликлиновых ремней – 40 м/с. При одинаковых га­баритных размерах передача узкими клиновыми ремнями в 1,5–2 раза выше по тяговой способности, чем передача клиновыми ремнями нор­мального сечения.

Согласно ГОСТ 1284.3-96 производится подбор типа и числа клиновых ремней и расчет передачи.

Расчет передачи клиновым и поликлиновым ремнем ведут из условий тя­говой способности и долговечности.

Date: 2022-08-30; view: 358; Нарушение авторских прав

Определен следующий порядок расчета.

1. Выбрать сечения ремня.

Сечение ремня выбирают в зависимости от передаваемой мощности Р₁ и частоты вращения меньшего шкива п₂.

При передаче мощности Р₁ < 2 кВт применяют ремни с сечением 0, при
Р₁> 200 кВт – сечением Е. Сечение выбирают по графику (рис. 6.11) или по табл. 6.1. Основные характеристики ремней приведены на рис. 6.12 и в табл. 6.2.

Рис. 6.11. Области применения клиновых ремней нормального сечения

Таблица 6.1

Области применения клиновых ремней нормального сечения

Рис. 6.12. Сечение ремня

Таблица 6.2

Характеристики ремней

Примечание: Ряд расчетных длин ремней L_p, мм: 400;(425); 450(475); 500(530); 360(600); 630; (670); 710; (750); 800, (850); 900; (950); 1000; (1060);1120 (1180); 1250; (1320); 1400; (1500); 1600; (1700) 1800; (1900); 2000; (2120); 2240; (2360); 2500; (2650); 2800; (3000); 3150 (3350); 3550; (3750); 4000; (4250); 4500′(4750); 5000; (5300); 5600, (6000); 6300; (6700); 7100.

Размеры в скобках использовать в тех­нически обоснованных случаях.

2. Выбрать диаметр меньшего шкива d₁,мм.

С целью повышения ресур­са работы передачи рекомендуется устанавливать меньший шкив рас­четного диаметра d₁ > d_min (см. табл. 6.1) из стандартного ряда: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000.

Следует помнить, что с увеличением d₁ растут масса и габариты передачи.

3. Определить диаметр большого шкива d₂ = d₁и. Значение d₂ округлить до ближайшего стандартного значения.

4. Уточнить передаточное число с учетом относительного сколь­жения
ξ ≈ 0,01:

.

Определить расхождение и′ от заданного и: ∆ и = | и – и′ |.

5. Провести сравнение ∙100 % ≤ 5 %:

· если условие не выполняется, то перейти к пункту 3 и выбрать другое значе­ние из стандартного ряда;

· если условие выполняется, перейти к следующему пункту расчета.

6. Определить ориентировочное значение межосевого расстоя­ния

а^′≥ 0,55 (d₁ d₂ ) Т₀,

где – Т₀, высота сечения клинового ремня.

7. Определить ориентировочное значение длины ремня:

.

Принять по стандарту из ряда по ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89,
ГОСТ 1284.3-96 для ремней нормального сечения, РТМ51-15-15-70 для ремней узкого сечения и РТМ 38-40528-74 для поликлиновых ремней выбрать ближайшее стан­дартное сечение ремня L.

8. Уточнить межосевое расстояние:

,

где ∆₁ = 0,5π (d₁ d₂); ∆₂ = 0,25π (d₂ – d₁) или (что то же самое):

8. Определить скорость ремня:

v , м/с,

где d₁ в м.

10. Определить частоту пробегов ремня υ в секунду:

υ = ν/ L_р≤ [υ], здесь L в м.

11. Осуществить проверку ременной передачи на долговечность по числу пробегов υ = ν/ L_р≤ [υ], где [υ] = 10с^-1 :

· если условие не выполняется, то перейти к п. 7 и увеличить длину ремня по стандарту;

· если условие выполняется, перейти к следующему расчету.

12. Определить угол обхвата ремнем малого шкива:

.

13. Провести проверку α ≥ 120°: если условие не выполняется, то необходимо применить устройства, увеличи­вающие угол обхвата, например, натяжной ролик; если условие выполняется, то перейти к следующему блоку.

14. Определить окружную силу на шкивах:

, Н.

15. Определить ориентировочное значение числа устанавливае­мых ремней:

– для клиновых ремней по выражению:

;

– для поликлиновых ремней определяется число ребер ремня по выра­жению:

,

где [k] = k₀с_ас_р – допустимое полезное напряжение; A₁, A₁₀ – пло­щади поперечного сечения ремней (табл. 6.3); k₀ – полезное на­пряжение ремня, МПа;

– для нормальных клиновых и поликлиновых ремней:

;

– для узких клиновых ремней:

,

где v – скорость ремня, м/с, (см. п. 9); υ – частота пробегов ремня, (см. п. 10);
b_p= l_p – ширина ремня по нейтральному слою (см. табл. 6.2); k_и – коэффициент влияния передаточного числа (см. табл. 6.3); с_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяго­вую способность (табл. 6.4); с_р – коэффициент режима работы (табл. 6.5). Перегрузка при пуске определяется как
∙100 % (см. график нагрузки в техническом задании).

Таблица 6.3

Коэффициенты влияния передаточного числа k_и

Таблица 6.4

Коэффициент с_α

Таблица 6.5

Коэффициент режима работы с_р

В ГОСТ 1284.3-80 и РТМ 38.40545-79 учитывается, что в многоручьевых передачах нагрузка распределяется по ремням неравномерно. Поэтому вводят коэффициент числа ремней С_z(табл. 6.6). Тогда окончательно число ремней:

.

Значение z следует округлить до целого числа в большую сторону.

Таблица 6.6

Коэффициент числа ремней С_z

16. Провести сравнение z ≤[z], где [z]– допустимое число ремней для данного сечения:

· если условие не выполняется, то следует перейти к п. 2 и выбрать сечение боль­шего размера, а затем повторить расчет ремня;

· если условие выполняется, перейти к следующему пункту.

17. Определить силы, действующие на валы:

,

где A₁ – площадь поперечного сечения одного ремня, для поликлиновых ремней

; k₀ – полезное напряжение в ремне (см. п. 15);

γ = 180°– α – угол между ветвями ремня (угол а – см. п. 12).

Date: 2022-08-30; view: 666; Нарушение авторских прав

Шкивы ременных передач изготавливают чаще всего литыми из чугуна. Для снижения инерционных нагрузок шкивы высокоскоростных передач изготавливают из легких сплавов. При небольшом выпуске их изготавливают также сварными из стали. Шкивы быстроходных передач подвергают балансировке. При диаметре D ≤300 шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров – с 4…6 спицами. Для шкивов с D_н≥250 мм диск конструируют в виде конуса, что способствует лучшему отводу газов при заливке формы металлом.

Для удобства установки ремней шкивы передач должны быть консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла. Поскольку в процессе работы ремень может вытягиваться, то в конструкции с ременной передачей необходимо предусматривать уст­ройства для изменения межосевого расстояния.

Для увеличения угла обхвата α₁ рекомендуется ведомую ветвь передачи располагать вверху. Тогда за счет провисания ремня угол несколько увеличивается. В тех случаях, когда провисание ремней не­существенно, для увеличения угла обхвата α₁ рекомендуется приме­нять дополнительный шкив, который может служить и натяжным уст­ройством.

Допуски на форму и расположение поверхностей можно назна­чать для шкивов ременной передачи, основываясь на рекомендациях, приведенных для колес зубчатых передач.

Таблица 6.7

Размеры обода и канавок, мм

D – расчетный диаметр. При D > 350 мм выполняется с 4…6 спицами
D_н = D 2С₂; D_b = D_н –2e; b = (z – 1)t a 2k; z – число канавок (ремней);
D₁ = D_b –2С₁; d_ст = (1,6…1,7)d; γ = 7…8° –линейные (формовочные) уклоны;
r ≥ 4…5 мм l_ст = (0,9…1,4)d – для переходных посадок .

6.10. Передачи зубчатым ремнем

Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на внутренней поверхности. При работе передачи зубья ремня входят во впадины соответствующего профиля на шкивах. Передача зубчатым ремнем работает по принципу зацепления.

Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, уменьшает влияние угла обхвата (межосевого расстояния) на тяговую способ­ность, что позволяет уменьшить габариты передачи и реализовать большие передаточные числа.

Достоинствапередач зубчатым ремнем: 1) постоянное переда­точное число; 2) малое межосевое расстояние; 3) небольшие на­грузки на валы и подшипники; 4) большое передаточное число (и < 12); 5) низкий уровень шума и отсутствие динамических нагру­зок вследствие эластичности ремня и упругости зубьев.

Недостатки:1) сравнительно высокая стоимость; 2) чувстви­тельность к отклонению от параллельности осей валов.

Применение.Передачу зубчатым ремнем применяют как в высоконагруженных передачах (например, кузнечно-прессовое обору­дование), используя ее высокую тяговую способность, так и в пере­дачах точных перемещений (в связи с постоянством передаточного числа): приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппа­ратура, робототехника и др.

Мощность, передаваемая зубчатым ремнем, до 100 кВт; ско­рость ремня до 60 м/с; КПД передачи 0,94 … 0,98.

В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни вы­пускают двух видов: сборочные и литьевые.

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

7.1. Общие сведения

Цепная передача – это передача зацеплением с гибкой связью. Движение передает шарнирная цепь 1, охватывающая ведущую 2 и ведомую 3 звездочки и зацепляющаяся за их зубья.

Рис. 7.1. Цепная передача

Для перемещения грузов в машинах, работающих по принципу непрерывного действия (подъемники, конвейеры, эскалаторы), используются тяговые цепи, для подъема или опускания грузов – грузовые цепи, для передачи движения – приводные цепи.

В цепных передачах используются приводные цепи, которые и будут рассматриваться далее. Приводная цепь состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Цепи стандартизованы.

Основные типы приводных цепей: роликовые, втулочные и зубчатые (рис. 7.2).

Наиболее широко применяются приводные роликовые цепи (v ≤ 15 м/с).

Зубчатые цепи состоят из набора пластин с двумя зубообразными выступами

Втулочные цепи по конструкции аналогичны роликовым, но у них ролик отсутствует.

Достоинства:

· по сравнению с зубчатыми передачами возможность передавать движение между валами в значительном диапазоне межосевых расстояний (до 8 м);

· по сравнению ременными передачами значительно меньшие габариты (передача более компактна);

· отсутствие скольжения и буксования (зацепление позволяет обойтись без предварительного натяжения цепи).

Вконструкции цепных передач для компенсирования удлинения цепи при вытяжке и обеспечения эксплуатационной стрелы провисания f ведомой ветви иногда предусматривают специальные натяжные устройства.

Угол обхвата звездочки цепью не имеет такого решающего значения как угол обхвата шкива ремнем в ременной передаче;

· возможна передача движения одной цепью нескольким звездочкам;

· меньшая, чем в ременных передачах радиальная нагрузка на валы (в два раза);

· сравнительно высокий КПД (до 0,95–0,98).

Недостатки:

· сравнительно высокая стоимость цепей;

· вытягивание цепей вследствие изнашивания в шарнирах;

· повышенный шум вследствие удара звена цепи при входе в зацепление и дополнительные динамические нагрузки из-за многогранности звездочек. (свыше 90, а для зубчатых передач свыше 140 цепь соскакивает со звездочки, т.к. при огибании звездочки звенья образуют между собой угол около 180 градусов);

· необходимость высококачественного монтажа передачи и тщательного ухода за ней;

· невозможность использования передачи при реверсировании без остановки;

· сложность подвода смазочного материала к шарнирам цепи;

· при большом числе зубьев звездочки (свыше 90, а для зубчатых передач свыше 140 цепь соскакивает со звездочки, т.к. при огибании звездочки звенья образуют между собой угол около 180 градусов);

· из-за неравномерности хода передачи минимальное число зубьев звездочки не должно быть меньше 13…15 при низких частотах вращения и меньше 19…23 – при высоких; для зубчатых передач эти значения больше
на 20–30 процентов.

Вследствие сказанного выше передаточное отношение цепной передачи не должно превышать 5…6.

Рекомендации:

· число зубьев звездочки – нечетное, число звеньев цепи – четное;

· в приводах с быстроходным двигателем и редуктором цепную передачу помещать после редуктора;

· угол наклона передачи к горизонту не делать больше 60 градусов для обеспечения самонатяжения.

Цепные передачи применяют в сельскохозяйственном, транспортном, химическом машиностроении, в станках и др.

Классификация цепных передач осуществляется
по следующим основным признакам:

1)по типу цепей: а) с роликовыми, б) с втулочными, с) с зубчатыми;

2) числу рядов: а) однорядные, б) многорядные (2, 3, 4 и более);

3) числу звездочек: а) нормальные двухзвенные, б) специальные – многозвенные;

4) расположению звездочек: а) горизонтальные, б) наклонные, с)вертикальные.

Приводные цепи

Роликовые приводные цепи (рис. 7.2). Состоят из двух рядов наружных 4 и внутренних 3 пластин. В наружные пластины запрессованы оси 2, пропущенные через втулки 1, запрессованные в свою очередь во внутренние пластины. На втулки предварительно надеты свободно вращающиеся ролики 5. Концы осей после сборки расклепывают с образованием головок, препятствующих спаданию пластин. При относительном повороте звеньев ось проворачивается во втулке, образуя шарнир скольжения. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который, поворачиваясь на втулке, перекатывается по зубу звездочки. Ролик, перекатываясь по зубу звездочки, частично заменяет трение скольжения трением качения, уменьшая ее износ. Такая конструкция позволяет выровнять давление зуба на втулку и уменьшить изнашивание как втулки, так и зуба. Пластины очерчены контуром, напоминающим цифру 8 и обеспечивающим равную прочность пластины во всех сечениях. Роликовые цепи имеют широко применяются при скоростях V≤15 м/с.

Рис. 7.2. Приводные однорядная и двухрядная роликовые цепи:
1, 2 – соответственно внутренняя и наружная пластины, 3 – втулка, 4 – валик, 5 – ролик

ГОСТ 13568-97 устанавливает следующие типы роликовых цепей: ПРА – роликовые однорядные нормальной точности; ПР – роликовые однорядные повышенной точности (двухрядные 2ПР, трехрядные 3ПР, четырехрядные 4ПР); ПРД – длиннозвенные, ПРИ – с изогнутыми пластинами. Различные виды цепей представлены на рис. 7.3. Конструкции звеньев цепи, соединительного и переходного, показаны на рис. 7.4.

Date: 2022-08-30; view: 271; Нарушение авторских прав

Пример условного обозначения роликовой однорядной цепи с шагом цепи
t =19,05 мм и разрушающей нагрузкой F_разр= 31,8 кН:

Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-97.

Рис. 7.3. Типы цепей: а – приводная роликовая однорядная, б – то же двухрядная;
в – то же с изогнутыми пластинами; г – приводная зубчатая с направляющими пластинами;
е, д – грузовая круглозвенная; ж – то же пластинчатая; з – то же тяговая втулочная

Рис. 7.4. Звенья цепи: а – соединительное; б – переходное

Втулочные цепипо конструкции подобны роликовым, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает её массу, но существенно увеличивает износ втулок цепи и зубьев звездочек. Применяют в неответственных передачах. Однорядные ПВ и двухрядные 2ПВ шага 9,525 мм выполняются по ГОСТ 13568-97.

Зубчатые приводные цепи (рис. 7.5)состоят из звеньев, составленных из набора пластин, шарнирно соединенных между собой. Каждая пластина имеет по два зуба и впадину между ними для размещения зуба звездочки. Пластины в звеньях раздвинуты на ширину одной или двух пластин сопряженных звеньев. Рабочими являются грани пластин, наклоненные одна к другой под углом 60^о. Этими гранями каждое звено цепи вклинивается между двумя зубьями звездочки, имеющими трапецеидальный профиль.

Рис. 7.5. Приводные роликовые и зубчатые цепи

Благодаря этому зубчатые цепи работают плавно, с малым шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку и допускают высокие скорости. По сравнению роликовыми зубчатые цепи тяжелее, сложнее в изготовлении и дороже. Зубчатые цепи к настоящему времени вытеснены более дешевыми и технологичными прецизионными роликовыми цепями, которые не уступают зубчатым по кинематической точности и шумовым характеристикам. Зубчатые цепи используются преимущественно для замены в старом оборудовании.

Типы и основные параметры зубчатых цепей установлены ГОСТ 13552-81, параметры зубьев звездочек ГОСТ 13576-81.

Условное обозначение приводной зубчатой цепи типа 1(с односторонним зацеплением) с шагом t = 19,05мм, разрушающей нагрузкой F_разр= 74 кН и рабочей шириной b = 45 мм:

Цепь ПЗ-1-19,05-74-45 ГОСТ 13552-81.

Преимущественное применение имеют роликовые и втулочные цепи.

Следует иметь в виду:

· чем больше шаг цепи Р, тем выше нагрузочная способность цепи;

· многорядная цепь с меньшим шагом позволяет заменить однорядную с большим итем самым уменьшить диаметры звездочек, снизить динамические нагрузки в передаче;

· многорядные цепи могут работать при гораздо больших скоростях движения цепи;

· нагрузочная способность возрастает почти прямо пропорционально числу рядов;

· соединение концов цепи при четном числе её звеньев производят соединительнымзвеном, при нечетном – менее прочным переходным звеном с изогнутыми пластинами. Поэтому применяют цепи с четным числом звеньев.

Date: 2022-08-30; view: 241; Нарушение авторских прав

Переменность мгновенного значения передаточного отношения

Передаточное отношение цепной передачи переменно в пределах поворота звездочки на один зуб. Непостоянство u′ вызывает неравномерность хода передачи, динамическое нагружение вследствие ускорения масс, соединяемых передачей, и поперечные колебания цепи. Равномерность движения тем выше, чем больше числа зубьев звездочек (меньше пределы изменения углов ά₁,ά₂ – соответственно текущие углы поворота ведущей и ведомой звездочек относительно перпендикуляров соответственно к ведущей, ведомой ветвям). Среднее передаточное отношение u = z₂/z₁за один оборот постоянно . Максимально допустимое значение передаточного отношения цепной передачи ограничено дугой обхвата цепью малой звездочки и числом шарниров, находящихся на этой дуге. Рекомендуют угол обхвата принимать не менее 120^о, а число шарниров на дуге обхвата – не менее 5. Обычно u ≤ 4.

Удары звеньев о зубья звездочек при входе в зацепление

Удары тем сильнее, чем больше шаг и меньше число зубьев звездочки.

Поворот звеньев под нагрузкой

При повороте звездочки на один угловой шаг звенья, соединяемые ведущим шарниром, поворачиваются на угол β. Поворот в шарнире происходит при передаче окружной силы и вызывает изнашивание. Угол поворота β, определяющий путь трения и изнашивание тем меньше, чем больше число зубьев звездочки.

Звездочки

По ГОСТ 591–69* установлено три класса точности для звездочек: А, В и С. В зависимости от класса точности назнача­ют поля допусков на размеры зубчатых венцов и допуски на разность шагов δ, радиальное биение ок­ружности впадин E₀и торцовое биение венца Е_T.

Звездочки цепных передач в соответствии со стандартом выполняют с износоустойчивым профилем зубьев. Для увеличения долговечности цепной передачи принимают по возможности большее число зубьев меньшей звездочки. Число z₁ зубьев малой звездочки для роликовых и втулочных цепей z₁ = 29 – 2u при условии z₁ ≥ 13. Минимально допустимое z₁ принимают: при высоких частотах вращения 19…23, при средних 17…19, при низких 13…15.

При износе шарниров и увеличении в связи с этим шага цепь стремится подняться по профилю зубьев, причем тем выше, чем больше число зубьев звездочки. При большом числе зубьев даже у мало изношенной цепи в результате радиального сползания по профилю зубьев цепь соскакивает с ведомой звездочки. Поэтому максимальное число зубьев большей звездочки ограничивают: z₂ ≤ 90 для втулочной цепи, z₂ ≤ 120 для роликовой. Предпочтительно принимать нечетные числа зубьев звездочек, что в сочетании с четным числом звеньев способствует более равномерному её изнашиванию.

Материалы для изготовления цепей и звездочек.Детали цепей изготовляют из стального холоднотянутого проката: пластины – из сталей 45, 50, 40Х, 40ХН и других с последующей закалкой до твердости HRC≥ 32; валики, втулки и ролики из сталей 15, 15Х, 20Х, 12ХНЗА, 38ХМЮА с последующей це­ментацией или азотированием до твер­дости HRC 5…63. Для пластин цепей типов ПРД и ПРИ допускается приме­нение горячекатаного проката. Для звездочек используют стали 40, 45, 40Х с закалкой ТВЧ и выполнением условия по твердости HRC ≥ 45 или низкоуглеродистые стали 15, 15Х, 20, 20Х, 12ХНЗА и др. с цементацией до твердости HRC 54… 62; для звездочек больших размеров – стальное литье 45Л. Звездочки тихоходных (v < 2 м/с) и малонагруженных передач изготовляют из чугуна СЧ 18, СЧ 20 с термообработ­кой до HRC 35.

Натяжение цепи. При эксплуатации цепных передач необходимо постоян­но контролировать натяжение цепей и расположение в одной плоскости ведущей, ведомой и натяжной звездочек. Натяжение цепи регулиру­ют, перемещая одну из звездочек. Натяжную звездочку рас­полагают как внутри, так и снаружи контура цепи. Натяжение считается нормальным (ГОСТ 13568-97), если при межосевом расстоянии передачи а = 1000 мм стрела провисания ведо­мой ветви цепи f = 40 мм ± 10 мм при приложении усилия 160Н±10Н. При увеличении или уменьшении а на каждые 100 мм f соответственно уве­личивается или уменьшается на 4 мм ± 1 мм. По мере изнашивания шарниров цепь вытя­гивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается, что вызывает захлестывание звездочки цепью.

Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вслед­ствие износа деталей шарниров.

Смазывание. Способ смазывания зависит от условий эк­сплуатации передачи. При скорости до 4 м/с цепь периодически смазыва­ют с помощью ручной масленки ин­дустриальным, цилиндровым или трансмиссионным маслом. Жид­кая смазка способству­ет проникновению абразивных частиц в шарниры цепи и ускоряет процес­с изнашивания. В тяжело нагруженных приводных передачах используют солидол, пластичную смазку ЦИАТИМ-201, что значительно повышает ресурс работы передачи, и графитную смазку БВН-1.

Перспективными считают цепи, трущиеся поверхности которых покры­ты антифрикционными материалами, не требующими смазывания.

Защитные устройства. Рекоменду­ется использовать кожухи из листовой стали, защищающие передачу от пыли и грязи, обеспечивающие безопас­ность, снижающие шум, или из сетки только для защиты обслуживающего персо­нала.

Хранение. При подготовке к хранению цепи очищают. В про­цессе наружного осмотра выбраковы­вают звенья с трещинами или выкра­шиванием металла, а также звенья, в наружных пластинах кото­рых проворачиваются валики, а во внутренних – втулки. Затем с помощью специальных при­способлений проверяют удлинение цепи на десяти звеньях в трех равно­мерно расположенных по всей длине зонах. Предельное увеличение сред­него шага цепи по сравнению с но­минальным значением должно быть не более 4 %. Годные к дальнейшей эксплуатации цепи проваривают в отработанном автотракторном масле при температуре 90 °С в течение 15 мин, затем скатывают в рулон и хранят на складе. Для защиты от кор­розионных воздействий цепи упако­вывают в промасленную или ингибированную бумагу.

Состояние звездочек определяют внешним осмотром, выявляя трещины и поломки зубьев и ступиц. Затем, измеряя размеры, вы­являют степень износа зубьев, шпо­ночных, шлицевых и резьбовых от­верстий, биение венцов. Основным выбраковочным параметром служит износ зубьев.

Основные геометрические параметры. Основные геометрические параметры показаны на рис. 7.6.

Рис. 7.6. Основные геометрические параметры

1. Межосевое расстояние

а ≥ (30…50) Р,

где Р – шаг цепи.

а _min(мм) выбирают из условия минимально допустимого зазора между звездочками

а _min = (d_а1 d_а2) / 2 (30…50)Р,

где d_а1, d_а2 – диаметры вершин зубьев ведущей и ведомой звездочек.

а _max = 80 Р.

При известной длине цепи межосевое расстояние

а = Р/4{L_p – (z₁ z₂)/ а ( L_p – (z₁ z₂)/2)² – 8[(z_{2 –} z₁)/ 2π]²},

где L_p – длина цепи в шагах (или число звеньев цепи).

2. Число звеньев цепи определяют по приближенной формуле

L_p = 2а/Р (z₁ z₂)/2 [(z_{2 –} z₁)/ 2π]² (Р/а).

3. Допускаемая величина стрелы провисания

f = (0,002…0,004) а.

4. Делительный диаметр звездочки

d = Р/sin (180^о/ z).

5. Диаметр вершин зубьев:

– для втулочных и роликовых цепей

d_а = Р [ctg(180^о/ z) (0,5 ± 0,6)];

– для зубчатых цепей

d_а = Р ctg(180^о/ z).

КПД передачи. η = 0,9…0,98. Зависит от потерь на трение в шарнирах и между пластинами смежных звеньев, на трение в подшипниках и на потери на разбрызгивание масла. Для повышения КПД важную роль играет смазка шарниров и подшипников.

Силы в ветвях цепи. Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена силой F₁ состоящей из полезной (окружной) силы F_tсилы F₀ натяжения от силы тяжести ведомой ветви цепи и силы F_цнатяжения от действия центробежных сил:

.

Окружная сила F,(Н), передаваемая цепью:

.

где d –делительный диаметр звездочки, мм; T – в Нм.

Натяжение F₀(H) от силы тяжести при горизонтальном или близком к нему положении линии, соединяющей оси звездочек,

,

где q – масса l м цепи, кг/м; g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения;
а – межосевое рас­стояние, м; f – стрела прови­сания ведомой ветви, м (рис. 7.6). При вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек

Натяжение цепи от центробежных сил (Н)

,

где v – скорость движения цепи, м/с.

Сила F_цдействует на звенья цепи по всему ее контуру и вызы­вает дополнительное изнашивание шарниров.

Цепь передачи проверяют на прочность, сопоставляя значения разрушающей силы, приводимой в стандарте, и силы натяжения ведущей ветви, которую при этом вычисляют с учетом дополнитель­ного динамического нагружения от неравномерного движения цепи, ведомой звездочки и приведенных к ней масс.

Нагрузка на валы звездочек.Центробежная сила валы и опо­ры не нагружает. Расчетная нагрузка F_Bна валы цепной передачи несколько больше полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от собственной силы тяжести. Условно принимают

,

где k_В – коэффициент нагрузки вала; k_В = 1,15 – для горизонтальных передач,
k_В= 1,05 – для вертикальных.

Направление силы F_B – по линии центров звездочек.

Date: 2022-08-30; view: 302; Нарушение авторских прав

Для приводных цепей характерны следующие основные виды предельных состояний.

1. Изнашивание деталей шарнироввследствие их взаимного поворота под нагрузкой. Приводит к увеличению шага цепи. По ме­ре изнашивания шарниры располагаются все ближе к вершинам зубьев и возникает опасность соскакивания цепи со звездочек.

2. Изнашивание зубьев звездочеквследствие относительного скольжения и схватывания в сопряжении ролик цепи – зуб звездочки.

3. Усталостное разрушение пластин цепей вследствие цикли­ческого нагружения. Наблюдают в быстроходных тяжело нагружен­ных передачах.

4. Ударно-усталостное разрушениетонкостенных деталей – роликов и втулок. Эти отказы обусловлены ударами шарниров о зу­бья звездочек при входе в зацепление.

В правильно спроектированной и эксплуатируемой цепной пе­редаче увеличение шага цепи по мере износа шарниров опережает соответствующие изменения геометрии зубьев звездочек. С этим связаны: нарушение правильности зацепления, недопустимое прови­сание ведомой ветви цепи, соскакивание со звездочки, задевание за стенки кожуха или картера, а также увеличение вибраций, шума.

В результате цепь заменяют, как правило, до наступления усталост­ных разрушений.

Изнашивание зависит от давления р в шарнире и от пути трения S. Для расчетов по крите­рию износа используют степенную зависимость p^mS = const, где по­казатель т = 3 при нормальной эксплуатации передач с хорошим смазыванием.

Нагрузочную способность цепи определяют из условия: среднее давление р в шарнире звена цепи не должно превышать допускаемое [p], МПа в данных условиях эксплуатации:

,

где F_t – окружная сила, передаваемая цепью, Н; А – площадь проек­ции опорной поверхности шарнира: для роликовых (втулочных) це­пей А = d₀B , здесь
d₀ – диаметр оси, мм; В – длина втулки, мм;

К_Э – коэффициент эксплуатации (при оптимальном межосевом расстоянии а = (30 … 50)Р.

.

Здесь К_Д – коэффициент динамичности нагрузки: при равно­мерной нагрузке К_Д = 1 (ленточные, цепные конвейеры), при работе с толчками
К_Д = 1,2 … 1,5 (металлорежущие станки, компрессоры);

К_СМ – коэффициент способа смазывания: при непрерывном сма­зывании К_СМ = 0,8, при регулярном капельном К_СМ = 1, при перио­дическом К_СМ= 1,5.

К_Н – коэффициент наклона передачи к горизонту: К_Н = 1 при ≤45⁰
К_Н = 0,15√ при > 45°. Угол получают из компоновки привода. Чем больше наклон передачи к горизонту, тем меньше допустимый суммарный износ цепи;

К_Рег –коэффициент способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звездочек К_Рег= 1, при регулировании оттяжными звездочками или нажимными роликами К_Рег=1,1 для нерегулируемой передачи К_Рег= 1,25;

К_Р– коэффициент режима работы: при односменной работе К_Р = 1, при двухсменной, учитывая удвоенный путь трения, К_Р=³√2=1,25, при трехсменной К_Р = ³√3 = 1,45;

[р] –допускаемое давление в шарнирах цепи (МПа) принимают по опытным данным в зависимости от шага Р цепи и частоты вра­щения малой звездочки: меньшие значения [р] соответствуют боль­шим частотам вращения n₁и большим шагам Р.

Выразив окружную силу F_tчерез момент Т₁на малой звездочке, шаг цепи Р и число зубьев z₁,а площадь проекции опорной поверхности шарниров через шаг Р (А = 0,25Р²), получим формулу для предварительного определения шага роликовой (втулочной) цепи (мм):

где ν – коэффициент числа рядов, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи: для однорядной цепи ν = 1, двухрядной ν = 1,7, трехрядной ν = 2,5; Т₁–в Нм; [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи (МПа) принимают по опытным данным в зависимости от предполагаемого шага P`цепи и частоты вращения малой звездочки.

Натяжение цепи. При эксплуатации цепных передач необходимо постоян­но контролировать натяжение цепей и расположение в одной плоскости ведущей, ведомой и натяжной звездочек. Натяжение цепи регулиру­ют, перемещая одну из звездочек. Натяжную звездочку рас­полагают как внутри, так и снаружи контура цепи. Натяжение считается нормальным (ГОСТ 13568-97), если при межосевом расстоянии передачи а = 1000 мм стрела провисания ведо­мой ветви цепи f = 40 мм ± 10 мм при приложении усилия 160Н±10Н. При увеличении или уменьшении а на каждые 100 мм f соответственно уве­личивается или уменьшается на 4 мм ± 1 мм. По мере изнашивания шарниров цепь вытя­гивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается, что вызывает захлестывание звездочки цепью.

Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вслед­ствие износа деталей шарниров.

Критерии работоспособности. Основными причинами выхода из строя цепных передач являются износ шарниров цепи и зубьев звездочек (при этом цепь удлиняет­ся и нарушается ее зацепление со звездочкой), проворачивание валиков и втулок в местах запрессовки (обусловлено низким качеством изготовления), усталостное разрушение пластин по проушинам и роликов по внутреннему и внешнему диаметрам. Основным критерием работоспособности передачи приводной роликовой цепью является износостойкость шарниров цепи. Расчет заключается в проверке цепи по допускаемому давлению для шарниров. Также долговечность цепи проверяется по допустимому числу входов цепи в зацепление с обеими звездочками.

7.2. Расчет цепных передач

Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):

n₁ – частота вращения ведущей звездочки, об/мин;

P₁– передаваемая мощность, кВт, или

– вращающий момент на ведущей звез­дочке, Н×м;

и – передаточное число.

1. Определить число зубьев ведущей и ведомой звездочек.

Число зубьев ведущей звездочки принимают нечетным, по возможности простым и с учетом передаточного отношения:

при и ≤ 5 z_1расч= 29 – 2 и,

при и > 5 z_1расч=29 – 1,5 и.

Принять z₁ ≥ z_1расч до целого нечетного числа. Минимальное число зубьев звездочки при v ≤ 2 м/с принимают 13…15, при v > 2 м/с 17…19.

Следует иметь в виду, что с уменьшением числа зубьев звездочек из-за большого угла поворота шарнира увеличивается неравномерность движения цепи и интенсивность изнашивания шарниров.

Число зубьев ведомой звездочки рассчитывается как z_2расч = z₁и и далее округляется до целого числа z₂. Для исключения нарушения зацепления цепи с зубьями звездочки допустимое максимальное число зубьев звездочки рекомендуется принимать не более 120.

При работе цепи велика вероятность возникновения поперечных колебаний, что вызывает дополнительные поперечные нагрузки. Поэтому при шаге цепи более 50 мм или высоких скоростях для уменьшения динамических нагрузок и габаритных размеров передачи рекомендуется применять двух- или трехрядные цепи.

2. О пределить передаточное число по выбранным числам зубьев звездочек и_расч = z₂ /z₁.

3. Провести сравнение u_расч и u: если разница между u_расч и u превышает
5 %, то вернуться к п. 2 и изменить значения z₁ и z_2.; если разница между u_расч и u непревышает 5 % , то перейти к расчету по п. 4.

Рекомендуется принимать u ≤ 6. При малых скоростях движения цепи допускается u ≤ 10. Следует иметь в виду, что с уменьшением передаточного числа плавность работы цепи возрастает.

4. Определить коэффициент эксплуатации К_э.

К_э = К_д К_а К_см К_нК_реж К_рег , (7.1)

где К_д – коэффициент динамичности, учитыва­ющий характер действующей на цепь внешней нагрузки; К_а – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи; К_н – коэф­фициент наклона передачи к горизонтали; К_см – коэффициент, учитывающий способ смазывания; К_рег – ко­эффициент, учитывающий способ регулирова­ния передачи; К_реж – коэффициент, учитывающий режим или продолжительность работы. Значения коэффициентов приведены в табл. 7.1.

5. Определить ориентировочное значение шага цепи (основная формула проектного расчета передачи).

Таблица 7.1

Значения коэффициентов при расчете цепи по износостойкости шарниров

Окончание табл. 7.1

В зависимости от параметра, заданного в исходных данных (Т₁ или N₁), необходимый шаг цепи, мм, определяется по формулам 7.1, 7.2 или 7.3:

а) при задании Т₁

, (7.2)

где –вращающий момент на ведущей звез­дочке; m – коэффициент рядности: для однорядной цепи m =1, для двухрядной m =1,7, для трехрядной m= 2,5.

Если число рядов цепи неизвестно, для предварительного расчета разрешается принять m =1; [р] – допускаемое давление в шарнирах, МПа, принять по таблице 7.2.

Для однорядных цепей типа ПР можно использовать упрощенную зави­симость

; (7.3)

б)при задании N₁

. (7.4)

Таблица 7.2

Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей

Шаг цепи t, мм	[p], МПа при частоте вращения малой звездочки,
12,7…15,87		31,5	28,7	26,2	24,2	22,4		18,5	16,3	14,7	13,4
19,05…25,4			26,2	23,4			17,5		–	–	–
31,75…38,1		28,7	24,2		18,5			–	–	–	–
44,45…50,8		26,2		17,5		–	–	–	–	–	–

6. Выбрать шаг цепи по ГОСТ 13568-97 нормальной серии с учетом .

7. Определить скорость цепи, м/с:

. (7.5)

Таблица 7.3

Приводные роликовые однорядные цепи (ГОСТ 13568-97) (рис. 7.3)

Обозначение цепей	t, мм	b1, мм	d3, мм	h, мм	Аоп, мм	Fразр, кН	q, кг
Пр–9,525–9,1	9,525	5,72	6,35	8,5		9,1	0,45
Пр–12,7–18,2	12,7	5,4	8,51	11,8		18,2	0,65
Пр–12,7–18,2*	12,7	7,75	8,51	11,8		18,2	0,75
Пр–15,875–23	15,875	6,48	10,16	14,8			0,8
Пр–15,875–23*	15,875	9,65	10,16	14,8			1,0
Пр–19,05–31,8*	19,05	12,7	11,91	18,2		31,8	1,9
Пр–25,4–60*	25,4	15,88	15,88	24,2			2,6
Пр–31,75–89*	31,75	19,05	19,05	30,2			3,8
Пр–38,1–127*	38,1	25,4	22,23	36,2			5,5
Пр–44,45–172,4*	44,45	25,4	25,7	42,4		172,4	7,5
Пр–50,8–227*	50,8	31,75	28,58	48,3			9,7
Примечание: *Цепи, изготавливаемые двухрядными и трехрядными; = 0,28t2 , где – проекция площади опорной поверхности шарнира.

8. Определить окружную силу, Н:

. (7.6)

9. Определить давление в шарнирах цепи, МПа:

, МПа. (7.7)

10. Провести сравнение

р ≤ [р] ,

где [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи выбранного шага (табл. 7.4):

· если условие не выполняется, то следует или увеличить шаг цепи и перейти к п. 7, или увеличить число рядов цепи (коэффициент рядности m) и перейти к п. 6;

· если условие выполняется, то перейти к следующему пункту расчета.

Таблица 7.4

Допускаемое давление [р] для роликов цепей, МПа

11. Определить межосевое расстояние: а = 40t.

12. Определить число звеньев цепи:

. (7.9)

13. Определить длину цепи:

L = ω∙ t. (7.10)

14. Определить число входов цепи в зацепление с обеими звездочками (число ударов) за 1 секунду:

. (7.11)

15. Провести сравнение n ≤ [n], где [n] – допустимое число ударов, определяемое по табл. 7.5:

· если условие не выполняется, то увеличить а и перейти к пункту 12;

· если условие выполняется, перейти к следующему пункту.

Таблица 7.5

Допустимое число входов цепи в зацепление с обеими звездочками [n ]

16. Определить диаметры начальных окружностей звездочек:

; . (7.12)

17. Определить диаметры вершин ведущей и ведомой звездочек:

; . (7.13)

18. Определить нагрузку на вал с учетом нагрузки от центро­бежной силы и веса цепи:

F_r= 1,2 F_t. (7.14)

7.3. Конструирование звездочек цепных передач

Конструирование звездочек цепных передач отличается от конструирования цилиндрических зубчатых колес лишь зубчатым венцом. Поэтому большинство рекомендаций по конструированию ци­линдрических колес распространяется и на конструирование звездочек.

· При конструировании следует учитывать некоторые особенности: в приводах с быстроходными двигателями цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора;

· Ведомую ветвь цепи рекомендуется располагать внизу во избе­жание подхватывания ее звеньев зубьями ведущей звездочки;

· Для обеспечения достаточного самонатяжения цепи не следу­ет делать угол наклона линии центров к горизонту более 60°. Если угол наклона больше 60°, то применяют оттяжную звездочку на ведомой ветви;

· Поскольку цепь в поперечном направлении не обладает гибко­стью, то необходимо предусматривать возможность регулировки валов цепной передачи на параллельность, а звездочки должны быть уста­новлены в одной плоскости;

· Возможно применение многорядной передачи.

· Длина ступицы звездочки lст = (0,8…l,5)dв. Диаметр ступицы
dст = 1,5dв 10 мм. Звездочки диаметром свыше 200 мм рекомендуется делать составными или сварными. В составной звездочке ступица может быть выполнена из чугуна

· Предельные отклонения размеров зубьев звездочек средней группы точности: диаметра окружности выступов – h12, диаметра окружности впадин –h11, ширины зубьев – h12; для низкой точности соответственно h14, h12, h14. Предельные отклонения диа­метра посадочного отверстия ступицы звездочки не ниже H8.

· Параметр шероховатости рабочих поверхностей зубьев принимают
Rа ≤ 6,3 мкм при V≤8 м/с и Rа ≤ 3,2 мкм при V >8 м/с.

· Размеры звездочки со ступицей для приводной однорядной цепи приведены на рис. 7.7.

· Материал кованых звездочек: сталь 45, сталь 40Х

b₁= 0,93 b_вн – 0,15 мм;

b= b₁ 6…8 мм;

,

где t – шаг цепи; z – число зубьев звездочки.

;

где D_i = d_д – 2r, r – радиус впадин; r = 0,502D 0,05 мм; ;
β = 7…8° – штамповочный уклон; R ≥ 6 мм; угловые скосы γ = 14…18° при
f = 0,2 b₁; d_ст = (1,6…1,7)d; l_ст = (0,8…1,0)d – для посадок с гарантированным натягом , l_ст = (0,9…1,4)d – для посадок переходных .

Зубья звез­дочек роликовых и втулочных цепей определены ГОСТ 591-69* (см. рис. 7.6), зубчатых – по ГОСТ 13576-81. Основные параметры и расчетные размеры зубьев и венцов звездочек роликовых и втулочных цепей показаны на рис. 7.6, 7.7 и приведены в табл. 7.6.

Таблица 7.6

Размеры зубьев и венцов звездочек

для приводных роликовых и втулочных цепей

Параметр	Расчётная формула
Диаметр элемента зацепления цепей: втулочных , роликовых Ширина пластины цепи (наибольшая) h Расстояние между внутренними пластинами цепи Расстояние между осями многорядной цепи А	Расчеты выбираются по ГОСТ 13568-97 и ГОСТ 21834-87
Радиус закругления зуба (наименьший) Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений Диаметр обода (наибольший) Радиус закругления	r3 = 1,7Dц   h3 = 0,8DцDс=t·ctg (180°/z) –1,3hr4 = 1,6 мм при t ≤ 35 мм r4 = 2,5 мм при
Ширина зуба звездочки, мм: однорядной двухрядной многорядной Ширина венца многорядной звездочки	b1= 0,93b3 – 0,15 b2= 0,90b3 – 0,15 bn= 0,86b3 – 0,30 , где n – число рядов
Примечание: Указанные в таблице размеры вычисляют с точностью до 0,1 мм. Размер округляют до 1 мм.

Рис. 7.6. Параметры зубьев звездочек

для приводных роликовых и втулочных цепей

Для многорядных цепей расстояние между осями многорядной цепи (А) выбирают согласно таблице 7.7.

Таблица 7.7

Расстояние между осями многорядной цепи (А)

Рис. 7.7. Звездочка со ступицей для приводной однорядной цепи

8.ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ

8.1. Общие сведения о передачах винт-гайка

Передача состоит из винта и гайки (рис. 8.1). Различают пере­дачи скольжения, работающие на движение с трением скольжения, и передачи качения, работающие преимущественно на движение с трением качения. В передачах скольжения используют резьбы различ­ного профиля (рис. 8.1, а). В передачах качения между витками винта и гайки раз­мещены тела качения – ша­рики (рис. 8.1, б).

Рис. 8.1. Передача винт-гайка

Передача винт-гайка слу­жит для преобразования вра­щательного движения в пос­тупательное. При этом вра­щение закрепленной от осе­вых перемещений гайки вызы­вает поступательное переме­щение винта, или вращение закрепленного от осевых перемещений винта приводит к поступательному перемещению гайки.

Возможность преобразования поступательного движения во вращательное в силовых передачах вследствие низкого КПД не ис­пользуют.

Основные геометрические параметры:

передачи скольжения: наружный диаметр d, средний диаметр d₂и шаг Р резьбы;

передачи качения – номинальный диаметр d₀,т.е. диаметр расположения цен­тров тел качения, шаг Р резьбы и диаметр D_wтел качения.

Достоинства передачи винт-гайка:

· возможность создания больших осевых сил, значительный выигрыш в силе (вследствие клинового действия резьбы);

· возможность получения медленного поступательного перемещения с высокой точностью;

· малые габа­риты при высокой несущей способности.

Недостатками передач скольжения являются повышенные по­тери на трение, изнашивание и низкий КПД. Передачи качения ли­шены этих недостатков, но их конструкция сложнее, а стоимость значительно выше.

Применение.Передачи винт-гайка применяют в станкострое­нии (механизмы подачи), авиастроении (механизмы управления), в точных измерительных приборах (механизмы делительных переме­щений), в приводах нажимных устройств прокатных станов и др.

В качестве ведущего звена в передаче используют как винт, так и гайку.

Кинематика передачи.Скорость поступательного перемеще­ния гайки (винта), м/с:

,

где z – число заходов резьбы; Р – шаг резьбы, мм; п – частота вра­щения винта (гайки), мин ^–1.

Многозаходные резьбы позволяют получить высокую скорость осевых перемещений исполнительных механизмов.

Развиваемая передачей осевая сила F_a(H) связана с вращающим моментом T(Н∙м) зависимостью

,

где η – КПД передачи.

В предварительных расчетах можно принимать: для передачи скольжения η = 0,25 … 0,35; для передачи качения η = 0,9 … 0,95.

8.2. Передачи скольжения

Достоинствамипередачи винт-гайка скольжения являются плавность и бесшумность работы, простота конструкции и изготов­ления.

Передачи скольжения широко применяют:

– для создания больших осевых сил (прессы, нажимные устрой­ства прокатных станов, разрывные машины, домкраты, тиски `и т.п.);

– для точных перемещений (измерительные приборы, установочные и регулировочные устройства).

Разновидности винтов передачи.Конструктивно винт пред­ставляет собой длинный вал с нарезанной резьбой и гладкими уча­стками под опоры, обычно располагаемыми на концах вала.

В зависимости от назначения передачи винты бывают: – грузовые, применяемые для создания больших осевых сил. Основное применение имеют резьбы с малыми углами γ наклона боковой рабочей поверхности, характеризуемые малыми потерями на трение: трапецеидальные, γ = 15° (рис. 8.2, а); при большой од­носторонней нагрузке – упорные, γ = 3° (рис. 8.2, б). В домкратах для большего выигры­ша в силе и обеспе­чения самоторможе­ния применяют однозаходную резьбу с ма­лым углом ψподъема (меньшим приведен­ного угла трения ψ);

– ходовые, приме­няемые для переме­щений в механизмах подачи. Для снижения потерь на трение при­меняют преимущественно трапецеидальную
многозаходную резьбу;

– установочные, применяемые для точных перемещений и ре­гулировок. Имеют метрическую резьбу.

Рис. 8.2. Резьба трапецеидальная: а – симметричная; б – несимметричная

Гайкапередачи скольжения в простейшем случае представляет собой втулку с фланцем для осевого крепления. Для устранения «мертвого» хода вследствие износа резьбы гайки ходовых винтов выполняют в виде двух полугаек, предусматривая возможность их относительногоосевого смещения. Для повышения жесткости и точности позиционирования гайки точных передач выполняют из двух полугаек, которые для устране­ния осевого зазора смещают (например, под действием силы пружи­ны, с помощью прокладок или резьбовой пары) одну относительно другой в осевом направлении.

Материалы винта и гайки должны представлять антифрикци­онную пару, т.е. быть износостойкими и иметь малый коэффициент трения. Выбор марки материала зависит от назначения передачи, условий работы и способа обработки резьбы.

Винты изготовляют из сталей марок 50, 40ХГ, У10 и др. В от­ветственных передачах для повышения износостойкости применяют закалку винтов до твердости не менее 45HRC с последующим шли­фованием резьбы.

Гайки ответственных передач изготовляют из оловянных бронз марок БрО10Ф1, БрОбЦбСЗ и др., а в тихоходных слабонагруженных передачах – из антифрикционных чугунов марок АВЧ-1, АКЧ-1 или серого чугуна СЧ20.

КПД передачи скольжения.В передаче винт-гайка скольжения возникают потери в резьбе η_Р и потери в опорах η_оп:

Потери в опорах зависят от конструкции передачи. Так, для хо­довых винтов станков (опоры – подшипники качения) η_оп ≈ 0,98.

Потери в резьбе составляют основную часть.

В соответствии с общим определением: КПД – отношение по­лезной работы к затраченной. Представим, что винт нагружен осевой силой F_α – силой тяжести подвешенного к нему груза. Полезная I работа по подъему груза на один ход резьбы за один оборот винта: (F_α zP). Затраченную работу определяет момент Т_Рсопротивления в резьбе: (Т_Р2π). В соответствии с формулами из раздела «Резьбовые соединения» имеем:

где z – число заходов резьбы; d₂ – средний диаметр резьбы; ψ – угол подъема резьбы; φ₁ – приведенный угол трения: φ₁ = arctg(ƒ/cosy); ƒ– коэффициент трения скольжения (ƒ = 0,1 и ƒ = 0,13 соответственно для бронзовых и чугунных смазываемых гаек); γ – угол наклона рабочей поверхности профиля резьбы
(γ = 15°, γ = 3° и γ = 30° соот­ветственно для трапецеидальной, упорной и метрической резьб). Таким образом, КПД резьбы

КПД многозаходных резьб выше в связи с большим углом ψ подъема резьбы. В общем случае для повышения КПД используют различные средства, понижающие трение в резьбе: материалы с антифрикционными свойствами, тщательную обработку деталей и смазывание поверхностей трения.

Расчет передачи винт-гайка скольжения

Основным видом отказа передачи винт-гайка скольжения является изнашивание резьбы. Возможный отказ – потеря устойчивости длинных сжатых винтов. При определении размеров передачи исхо­дят из основного критерия работоспособности – износостойкости I резьбы.

Для обеспечения необходимой износостойкости ограничивают среднее давление р в резьбе допускаемым давлением [р]_изн, МПа:

где F_a – осевая сила, действующая на винт, Н; А – площадь рабочей поверхности витка, мм²: А = πd₂H₁ (рис. 8.3); т – число витков в гайке высотой Н:
т= H/P (здесь Р – шаг резьбы).

Подставив т = H/P и выразив Н = ψ_H d₂и Н₁ = ψ_h Р, полу­чим формулу для проектировочного расчета передачи винт-гайка скольжения:

где ψ_H = H/d₂ – коэффициент высоты гайки; ψ_H = 1,2 … 2,5 (боль­шие значения для резьб меньших диаметров);

ψ_h – коэффициент рабочей высоты профиля резьбы: для трапе­цеидальной резьбы ψ_h = 0,5; для упорной ψ_h = 0,75; для метрической ψ_h = 0,541.

Допускаемое давление [р]_измв резьбе для пар: закаленная сталь-бронза
10 … 15 МПа; незакаленная сталь-бронза 7 … 8 МПа: незака­ленная сталь-чугун 2 … 5 МПа.

Если стержень винта работает на сжатие, то выполняют про­верку винта на прочность и отсутствие продольного изгибапо объединенному условию прочности и устойчивости:

где d₃– внутренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]_сж – допускаемое напряжение сжатия, МПа; [σ]_сж = σ_T/S_T. Здесь σ_т – предел текучести материала винта; S_T = 2 … 4 – коэффи­циент безопасности.

Коэффициент φ уменьшения допускаемого напряжения для сжатых стерж­ней выбирают в зависимости от гибкости стержня λ:

где l – длина нагруженного (неопорного) участка винта, мм; за рас­четное принимают крайнее положение гайки, при котором винт подвержен сжатию на максимальной длине. Для винтов, у которых второй опорой служит гайка,
l равно расстоянию между опорой и серединой гайки;

i = (2/d³)√J/π – радиус инерции поперечного сечения винта, мм;

J – осевой момент инерции сечения винта при наружном диаметре d резьбы:

μ – коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов винта (рис. 8.2): μ = 2 – один конец свободен, другой заделан, (а); μ= 1 – оба конца оперты шарнирно, (б); μ = 0,7 – один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); μ = 0,5 – оба концазаделаны, (г).

Большим значениям λ соответствуют меньшие значения коэффициента φ.

Устойчивость винта проверяют также по критической частоте вращения n_кр , обусловливаемой собственной частотой колебаний винта. Частота вращения п, мин ^–1 винта находится в допустимы пределах при выполнении условия

где

Здесь χ – коэффициент, зависящий от способа закрепления винта, мм/мин (рис. 8.2); χ= 40×10⁶ – один конец свободен, другой за­делан, (а); χ = 120×10⁶ – оба конца оперты шарнирно, (б); χ = 180×10⁶ один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); χ = 270×10⁶ оба конца заделаны, (г); К_В– коэффициент запаса по частоте враще­ния, К_В = 0,5 … 0,8.

Устойчивость длинных винтов проверяют по условию Эйлера.

Сильно нагруженные винты проверяют на прочность по экви­валентному напряжению σ_E:

где F_aи Т – соответственно продольная сила (Н) и момент (Н-м), скручивающий винт, в проверяемом поперечном сечении; d₃ – внут­ренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]_P – допускаемое напряжение, МПа; во избежание местных пластических деформаций принимают: [σ]_P = σ_T/3.

8.3. Передачи винт-гайка качения

Передача винт-гайка качения – винтовая пара с промежуточ­ными телами качения: шариками или роликами. Наиболее широко применяют шариковые винтовые передачи (ШВП).

В шариковых винтовых передачах на винте и в гайке выполне­ны винтовые канавки (резьба) криволинейного профиля, служащие дорожками качения для шариков, размещенных между витками вин­та и гайки.

Достоинствашариковинтовой передачи: малые потери на тре­ние, высокая несущая способность при малых габаритах, возмож­ность реализации равномерного поступательного перемещения с высокой точностью, высокое быстродействие, значительный ресурс. ШВП могут быть легко приспособлены для работы с электрически­ми, гидравлическими и другими приводами.

К недостаткамможно отнести сложность конструкции гайки, необходимость высокой точности изготовления и хорошей защиты передачи от загрязнений.

Применение.Шариковинтовые передачи применяют в испол­нительных механизмах, в следящих системах и в ответственных системах.

9. ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Фрикционные передачи – это механизмы, в которых движение передается за счет сил трения. Схемы простейших фрикционных передач приведены на рис. 9.1. Здесь при вращении ведущего колеса в зоне контакта с ведомым колесом возникают силы трения, которые и определяют вращение ведомого колеса и передачу движения.

а) б)

Рис. 9.1. Простейшие фрикционные передачи:
а – с цилиндрическими и коническими колесами; б – с коническими колесами

Если одно из тел качения выполнено с переменным радиусом вращения, то передача получается с переменным передаточным отношением (вариатор). Примером такой передачи служит лобовая передача, состоящая из диска и колеса (рис. 9.2). При перемещении колеса 2 вдоль вала меняется радиус качения на диске 1, что определяет и изменение передаточного отношения.

Рис. 9.2. Лобовая фрикционная передача (вариатор)

Date: 2022-08-30; view: 265; Нарушение авторских прав