- •Часть II
- •3. Передачи
- •3.1.Общие сведения
- •3.2. Классификация механических передач
- •3.3. Основные характеристики передач
- •3.3.1. Передачи с постоянным передаточным числом
- •3.3.2. Передачи с переменным передаточным числом
- •3.4. Фрикционные передачи
- •3.4.1. Общие сведения и классификация
- •3.4.2. Кинематические и силовые зависимости
- •3.4.3. Материалы катков
- •3.4.4. Расчет передач с параллельными осями валов
- •3.4.5. Общие сведения о фрикционных вариаторах
- •3.5. Ременные передачи
- •3.5.1. Общие сведения
- •3.5.2. Классификация
- •3.5.3. Плоскоременная передача
- •3.5.4. Клиноременная передача
- •3.6. Зубчатые передачи
- •3.6.1. Общие сведения
- •3.6.2. Классификация зубчатых передач
- •3.6.3. Точность зубчатых передач
- •3.6.4. Материалы зубчатых колес
- •6.3.5. Методы изготовления зубчатых колес
- •3.6.6. Виды разрушения зубьев. Критерии работоспособности и расчета
- •3.6.7. Расчет основных геометрических параметров цилиндрических прямозубых колес
- •3.6.8. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых зубчатых колес на изгиб
- •3.6.9. Расчет зубьев цилиндрических зубчатых колес на контактную прочность
- •3.6.10. Особенности расчета и конструкции косозубых и шевронных зубчатых колес
- •3.6.11. Общие сведения о конических зубчатых передачах
- •3.6.12. Расчет основных геометрических параметров конических прямозубых колес
- •3.6.13 Расчет зубьев прямозубых конических передач
- •3.6.14. Расчет допускаемых напряжений
- •3.6.15. Силы, действующие на валы от зубчатых колес
- •3.6.16. Мелкомодульные зубчатые передачи приборов
- •3.6.17. Цилиндрические передачи Новикова.
- •3.6.18. Винтовые и гипоидные передачи
- •3.6.19. Волновые передачи
- •3.7. Червячные передачи
- •3.7.1. Общие сведения
- •3.7.2. Классификация червячных передач
- •Эвольвентный червяк.
- •3.7.3. Материалы. Критерии работоспособности и расчета червячных передач.
- •3.7.4. Расчет основных геометрических параметров червячных передач
- •3.7.5. Силы, действующие в червячном зацеплении
- •3.7.6. Расчет на изгиб зубьев червячного колеса
- •3.7.7. Расчет червячной передачи на контактную прочность
- •3.7.8. Расчетная нагрузка и допускаемые напряжения
- •3.7.9. Тепловой расчет червячных передач
- •3.8. Зубчатые и червячные редукторы
- •3.8.1. Общие сведения
- •3.8.2. Классификация редукторов
- •3.8.3. Расчет основных конструктивных параметров редукторов
- •Список литературы
- •Содержание
- •Часть III
3.4.3. Материалы катков
К материалам катков предъявляются следующие требования:
высокий модуль упругости для уменьшения упругого скольжения;
высокий коэффициент трения для уменьшения требуемой силы нажатия;
высокая контактная прочность для обеспечения необходимой долговечности.
Сочетание “закаленная сталь - закаленная сталь ” обеспечивает компактность и высокий КПД передачи. Сталь ШХ15 при HRC60.
Сочетание “чугун – чугун (сталь)” требует высокую твердость рабочих поверхностей (отбеленный чугун). Катки из “текстолита (фибры) по стали” требуют меньшей силы в связи с высоким коэффициентом трения.
Катки из кожи, дерева, резины по стали или чугуну дают высокий коэффициент трения, но обладают малой контактной прочностью. Быстроходные фрикционные передачи работают в условиях смазки. Однако смазка способствует разрушению рабочих поверхностей, но отказываться от нее нельзя, так как при больших скоростях происходит быстрый нагрев.
3.4.4. Расчет передач с параллельными осями валов
Сила прижатия, нормальная к линии контакта колес с цилиндрическим ободком, находится по формуле:
,
где — коэффициент тяги,
обозначив
,
где — коэффициент запаса сцепления, принимаемый в силовых передачах 1,25-1,5, а в передачах приборов до 3 /1, с. 183/,
получим
.
При , .
Для определения силы нажатия исходной является мощность на ведомом валу. Но при этом надо знать потери в передаче, размеры которых при проектном расчете неизвестны. Учитывая это, силу прижатия можно определить, допуская небольшую погрешность, по величине мощности на ведущем валу (в кВт):
; ,
где — окружная скорость, м/с;
— мощность на ведущем валу, Вт;
тогда:
;
где D2 — диаметр ведомого катка, мм;
n2 — число оборотов в минуту ведомого вала.
Межосевое расстояние А равно
,
если , то
;
если , тогда
;
умножим числитель и знаменатель первого члена на , получим:
.
Окончательно:
.
Подставив из этого выражения в формулу для Q получим:
. |
(1) |
Знак плюс — при внешнем касании, минус — при внутреннем.
Усилие нажатия вызывает на опорной поверхности катков значительные контактные напряжения. При этом разрушение поверхностей происходит в результате усталостного выкрашивания. Поэтому расчет катков силовых фрикционных передач сводится к определению габаритов из условия ограничения контактных напряжений.
Величина наибольших контактных напряжений при сжатии 2-х цилиндров, оси которых параллельны, (при μ=0,3) определяется по формуле Герца:
(2)
где — величина наибольших контактных напряжений при сжатии;
Eпр — приведенный модуль продольной упругости;
b — ширина катков (цилиндров);
— приведенный радиус кривизны.
Для цилиндрических катков:
. |
(3) |
;
где E1 и E2 — модули продольной упругости материалов ведущего и ведомого катков.
Отношение называется коэффициентом ширины катка (колеса),
обычно ;
Подставив в формулу (2) значение Q из формулы (1) и ρ из формулы (3), заменив и приняв , после преобразования получим:
.
Величина принимается в различных пределах в зависимости от материала катков передачи. Так, при работе “сталь по стали” в масле