Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Детали машин и основы конструирования. Часть 1. Механические передачи. Учебное пособие для студентов, обучающихся по направлениям 35.03.06, 23.03.03,.pdf
2. Заедание или задир поверхности – возникает в быстроходных
сильно нагруженных передачах при разрыве масляной плёнки на рабочей поверхности.
3.
Износ – в открытых передачах, работающих без смазки, или
при отсутствии условий для образований режима жидкостного трения.
Сила прижатия вызывает в месте соприкосновения катков значительные контактные напряжения. Поэтому прочность и долговечность
фрикционных пар следует рассчитывать по контактным напряжениям.
Контактные напряжения фрикционных передач с контактом по
линии определяют по формуле Герца
=σ
Во всех других случаях касания
=σ
Здесь F
– сила прижатия, нормальная к поверхности контакта;
п
EF
418,0
3
m σ≤
прп
ρ
b
пр
2
EF
прп
2
ρ
пр
[]
.
σ≤
HH
[]
.
HH
b – длина линии контакта; m – коэффициент, зависящий от формы тел
качения.
8.4. ВАРИАТОРЫ
Вариаторы служат для плавного (бесступенчатого) изменения на
ходу угловой скорости вращения ведомого вала при постоянной угловой скорости ведущего вала.
Бесступенчатое регулирование скорости способствует повышению производительности работы машины вследствие возможности
выбора оптимальных условий технологического процесса.
Основной характеристикой вариатора является диапазон регулирования
d
max2
min2
max2
,
d
min2
где i
max
D ===
, i
– максимальное и минимальное передаточные отношения
min
n
i
min
n
i
max
соответственно.
В зависимости от формы тела качения вариаторы бывают: лобовые, конусные, торовые, дисковые, клиноремённые, шаровые и др.
91
Лобовые вариаторы (рис. 8.6)
вследствие значительной разности
скоростей на площадке касания уступает вариаторам других конструкций
по КПД, и износостойкости. Однако
простота и возможность реверсирования обеспечивают лобовым вариато-
Рис. 8.6. Лобовой вариатор
рам достаточное широкое применение
в маломощных передачах приборов и
других подобных устройствах.
Бесступенчатое регулирование угловой скорости ведомого вала
достигается передвижением малого катка вдоль вала, т.е. изменен
диаметра d
.
2
Диапазон регулирования
d
max2
D = .
d
min2
Для повышения диапазона регулирования применяют двухдисковые лобовые вариаторы с промежуточным роликом (рис. 8.7). В этих вариаторах
получают D = 8…10.
Рис. 8.7. Лобовой
двухдисковый
вариатор
Конусные вариаторы с промежуточным звеном состоят из двух конических барабанов, между
которыми зажат каток, свободно сидящий на оси
(рис. 8.8).
ием
92
Рис. 8.8. Конусной вариатор с промежуточным звеном
Каток может перемещаться вдоль образующих; при этом изменя-
ются радиусы x
и x2 вращения конусов. Перемещение катка достига-
1
ется вращением винта 1, гайка 2 которого одновременно представляет
собой втулку катка. Каток прижимается к барабанам под действием
пружины 3.
Передаточное отношение вариатора при данном положении катка
а диапазон регулирования такого вариатора
D
i ==
i
max
i
min
x
n
2
1
n
,
x
1
2
⎛
==
⎜
⎜
⎝
2
R
⎞
max
.
⎟
⎟
R
⎠
min
Вариатор с раздвижными конусами состоит из двух конических
дисков, посаженных на два параллельных вала (рис. 8.9).
Рис. 8.9. Вариатор с раздвижными конусами
93
Передающим элементом служит клиновой ремень или специальная цепь. Винтовой механизм управления раздвигает одну или сдвигает другую пару конусов одновременно на одну и ту же величину. При
этом ремень перемещается на другие рабочие диаметры без изменения
своей длины.
Передаточное отношение вариатора
i ≈
max
Диапазон регулирования
D =
d
max2
,
d
min1
i ≈
min
dd
max2max1
dd
min2min1
d
min2
.
d
max1
.
Торовые вариаторы состоят из двух соосных катков с тороидной
рабочей поверхностью и двух промежуточных роликов (рис. 8.10).
Регулирование угловых скоростей производится поворотом
роликов с помощью рычажного
механизма, в результате чего
изменяются радиусы контакта
и
R
. Текущее значение переда-
2
R
точного отношения
r
n
2
1
i ==
n
.
r
1
2
Из всех вариаторов торовые
наиболее компактны и совер-
Рис. 8.10. Торовый вариатор
шенны, но имеют сложную конструкцию и требуют высокой
точности изготовления. Отличаются высоким КПД – до 0,95.
Дисковые вариаторы состоят из набора ведущих и ведомых раз-
движных дисков, прижимаемых пружинами (рис. 8.11).
Изменение частоты вращения ведомого вала осуществляется
радиальным смещением ведущего вала
1 относительно ведомого 2
в направлении, указанном стрелками. При этом изменяется межосевое
расстояние
94
a и рабочий диаметр d
i
. Передаточное отношение вариатора
2
d
2
d
1
.
var
=≈
1
Рис. 8.11. Дисковый вариатор
Выполняют вариаторы мощностью до 40 кВт с диапазоном регу-
лирования до 4,5 при КПД 0,8…0,9.
1. Каковы достоинства и недостатки фрикционных передач?
2.
Чем отличаются фрикционные вариаторы от коробок скоро-
стей? Области их применения.
3.
Какие конструкции фрикционных вариаторов наиболее рас-
пространены?
4.
Критерии работоспособности фрикционных передач. По каким
напряжениям их рассчитывают?
Вопросы для самоподготовки
95
9. РЕМЁННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Ремённая передача относится к приводам с гибкой связью и пред-
назначается для передачи мощности с одного вала на другой.
По форме поперечного сечения гибкого элемента – приводного
ремня – передачи подразделяются на следующие виды: плоскоремённую (рис. 9.1,
а), клиноремённую (рис. 9.2, б, в) передачу с круглым
ремнём (рис. 9.3,
Преимуществами ремённой передачи по сравнению с зубчатой
являются: 1) способность предохранять трансмиссию от действия перегрузок за счёт скольжения ремня; 2) передача мощности на значи-
а)
б)
в)
Рис. 9.1. Формы
поперечного
сечения ремня:
а – плоскоремённая;
б – клиноремённая;
в – круглая
9.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
в).
тельные расстояния (до 15 м и более); 3) плавность и бесшумность работы; 4) простота устройств, лёгкость ухода и меньшая стоимость.
К
недостаткам ремённой передачи по
сравнению с зубчатой относятся: 1) непостоянство передаточного отношения; 3) меньшая
компактность; 4) меньший коэффициент полезного действия.
Область применения. Ремни должны об-
ладать достаточно высокой прочностью при
действии переменных нагрузок, иметь высокий
коэффициент трения при движении по шкиву и
высокую износостойкость. Ремённые передачи
применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для
привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Наибольшее распространение
в машиностроении находят клиноремённые
передачи (в ст
анках, автотранспортных двигателях и т.п.). Эти передачи широко используют
при малых межосевых расстояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче
вращения несколькими шкивами. При необходимости обеспечения ремённой передачи
96
постоянного передаточного числа и хорошей тяговой способности ре-
π
(
)
ε−=
комендуется устанавливать зубчатые ремни. При этом не требуется
большего начального натяжения ремней; опоры могут быть неподвижными. Плоскоремённые передачи применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба. Плоские ремни имеют прямоугольное сечение, применяются в машинах, которые должны быть устойчивы к вибрациям (напр
имер, высокоточные станки). Плоскоремённые передачи в настоящее время применяют сравнительно редко
(они вытесняются клиноремёнными). Теоретически тяговая способность клинового ремня при том же усилии натяжения в три раза больше, чем у плоского. Однако относительная прочность клинового ремня
по сравнению с плоским несколько меньше (в нём меньше слоев армиру
ющей ткани), поэтому практически тяговая способность клинового
ремня приблизительно в два раза выше, чем у плоского. Это свидетельство в пользу клиновых ремней послужило основанием для их
широкого распространения, в особенности в последнее время.
9.2. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ
Основными кинематическими и геометрическими параметрами
фрикционной передачи являются:
окружные скорости на шкивах
v
= ;
1
60
nd
11
2
ndvπ
60
22
.
=
Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать v2 < v1 или
1
vv ,
12
где ε – коэффициент скольжения. При этом передаточное отношение
21
===
12
d
2
()
ε−
1
d
1
.
i
n
dv
2
dv
n
1
Величина ε зависит от нагрузки, поэтому в ремённой передаче
передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных нагрузках ε ≈ 0,01…0,02. Небольшая величина ε позволяет
d
2
≈
i
приближённо принимать
.
d
1
97
Рис. 9.2. Геометрические параметры ремённой передачи
β
−°=
α
()(
−
(
−
≤
≤
а – межосевое расстояние; β – угол между ветвями
ремня;
расчёте известными обычно являются
длину ремня
α – угол обхвата ремнём малого шкива. При геометрическом
d
, d2 и a, определяют угол α и
1
l. Вследствие вытяжки и провисания ремня α и l опреде-
ляются приближённо:
()
dd
β
⎛
180
;
sin
⎞
⎜
⎟
⎝
⎠
Учитывая, то β/2 практически не превышает 15
β
β
⎛
принимаем
sin
⎞
=
⎟
22
⎠
и запишем
⎜
⎝
≈β
−
12
=
.
a
22
°, приближённо
)
dd
−
радa
57
≈
)(
dd
1212
.
0
a
При этом
)
dd
57180
−°=α или
−°=α
180
12
a
()
id
157
−
1
a
. (9.1)
Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и
дуг обхвата:
2
dd
−
12
. (9.2)
a
4
Частота
()
5,02
()
ddal
+−π+≈
12
U пробега точки ремня в 1 с является одной из характе-
ристик его усталостной долговечности:
v
U =
,
l
v – окружная скорость; l – длина ремня.
где
Из многолетнего опыта эксплуатации ремённых передач установлено, что для обеспечения приемлемой усталостной долговечности
необходимо соблюдение неравенств: для плоских ремней
для клиновых ремней
U с
–1
20...10
.
U с
–1
5...4
,
98
9.3. ОСНОВЫ РАСЧЁТА РЕМЁННЫХ ПЕРЕДАЧ
A
′
=
z
′
=
ω
(
Силы в ремённой передаче. Возникновение достаточных сил
трения между ремнём и шкивами, обеспечивающих передачу требуемого (заданного) момента, достигается путём предварительного
(начального) натяжения ремня; при этом в ветвях неработающего ремня возникают силы
F
(рис. 9.3). Такие же силы действуют и при холо-
0
стом ходе передачи.
Напряжения растяжения от предварительного натяжения ремня
=σ ,
0
F
0
где А – площадь поперечного сечения ремня, мм2; для плоских ремней
δ= bS , где b – ширина и δ – толщина ремня, принимаемые по спра-
AzS
вочным данным; для клиноремённых ремней
A
ремней в передаче;
мают
σ
= 1,57…1,96 МПа для клиновых ремней.
0
– площадь поперечного сечения ремня. Прини-
0
При работе ремённой передачи сила натяжения
ремня больше
Окружная сила ремённой передачи
Из условия равновесия (при
M получаем
0
F
, а ведомой F2 – меньше (рис. 9.3).
0
T
2
1
F
=
t
dFdF
1211
22
0
=−−=∑ T
1
FF
.
d
1
) ведущего шкива (рис. 9.3)
const
2
T
2
1
F
21
==−
t
d
1
, где
0
F
1
)
dFF=−
121
T
и
1
. (9.3)
– число
ведущей ветви
Рис. 9.3. Силы в ремённой передаче
99
Следовательно, окружная сила равна разности между силами на-
Δ−=
=
+
+
=
−
=
AFFA
AFFA
AAvA
δ
тяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.
Установим зависимость между
F
, F2, F0 и Ft.
1
Так как геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки, т.е.
остаётся постоянной как в нагруженной, так и в ненагруженной передаче, то для нагруженной передачи дополнительное растяжение ремня
Δ
l (при возникновении в ведущей ветви ремня силы F
компенсироваться равным сокращением Δ
FFF Δ+=
, FFF
01
.
02
Суммируя левые и правые части этих уравнений, получаем
Из уравнений (9.1) и (9.2) получаем формулы для вычисления F1 и F2:
01
02
l ведомой ветви ремня. Итак,
2FFF
. (9.4)
021
FFF 5,0
;
t
FFF 5,0
.
t
+ ΔF) должно
0
Напряжения в ремённой передач. Отношение окружной силы к
площади поперечного сечения ремня – удельная окружная сила, условно называемая
Следовательно, напряжения
полезным напряжением:
F
t
=σ
F
A
σ
в ведущей и σ2 в ведомой ветвях
1
ремня будут
+
F
1
==σ
1
5,0
0
t
0
,
σ+σ=
5,0
F
−
F
2
2
==σ 5,0
5,0
0
t
0
.
σ−σ=
F
При огибании ремне шкива в его поперечных сечениях возникают
напряжения от центробежной силы
F
v
v
2
ρ
==σ
2
v
ρ=
m
и от изгиба, которые достигают максимума при огибании ремне малого шкива:
E
=σ
и
– плотность ремня; E – модуль упругости ремня при изгибе;
где ρ
m
,
d
min
δ – толщина ремня.
100