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
,
≈
≈
aqgKFf=
0
где a – длина свободной ветви цепи, приближённо равная межосевому
расстоянию; g – ускорение силы тяжести; K
– коэффициент провисания,
f
зависящий от расположения привода и стрелы провисания f.
Натяжение ведомой ветви F
равно большему из натяжений F0 и Fv.
2
Для цепной передачи, работающей по принципу зацепления,
а не трения, величина F
ной передачи. Обычно F
не имеет решающего влияния, как для ремён-
0
составляет всего несколько процентов от Ft.
0
Для распространённых на практике тихоходных и среднескоростных
передач (v ≤ 10 м/с) также невелико и натяжение F
практических расчётов можно принимать
FF
t
1
. При этом для
v
, 0
F .
2
Основными причинами выхода из строя цепных передач являются износ и разрушение шарниров, усталостное разрушение пластин
и износ зубьев звёздочки.
Вследствие износа шарниров, происходящего под действием сил
натяжения и динамических усилий, в процессе эксплуатации передачи
происходит увеличение шага и вытяжка цепи. Со временем шаг цепи
становится настолько большим, что она неправильно ложится на зв
ёздочки, возникает опасность нарушения зацепления и соскакивание
цепи со звездочки. Опыт показывает, что предельное удлинение цепи
не должно превышать 3%, а при скорости v > 6 м/с должно быть ещё
меньше.
Под действием повторяющихся ударов при вхождении цепи в за-
цепление с зубьями звёздочки на поверхностях роликов и втулок пр
оисходит выкрашивание; при большой силе ударов со временем ролики
и втулки могут расколоться.
Износ зубьев звёздочки происходит вследствие относительного
движения роликов или втулок вдоль зубьев при ударном действии нагрузки. Износ зубьев ведущей звёздочки больше, чем зубьев ведомой,
вследствие большего удара при вхождении в зацепление шарниров
набегающей ветви.
7.5. ПРАКТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Практический расчёт цепной передачи сводится к тому, чтобы по
заданным P, n
и i определить рц, z и a.
1
Стандартные цепи построены так, что с увеличением шага цепи
увеличивается её статическая прочность и площадь опорной поверхно-
81
сти шарнира, а следовательно, и нагрузочная способность по давлению
[
[
[
[
в шарнирах. Таким образом, шаг цепи связан с нагрузкой передачи.
Запишем
]
Bdp
[]
BdpF
t
– коэффициент эксплуатации.
где K
э
С учётом мощности P и скорости цепи v, получим
P
1
z
01
K
Обозначим
=
z
коэффициент числа зубьев;
z
1
0
== ,
K
э
]
()
pnBdzp
ц110
.
60
⋅=K
э
n
01
K
=
n
–
n
1
коэффициент частоты вращения.
При этом
P
Произведение
мощность P
, эквивалентную по своему влиянию на долговечность
р
цепи мощности P
]
=
1
()
э
1
, приложенной в условиях работы базовой передачи:
1
1р
pnBdzp
ц01010
.
60
⋅
KKK
nz
KKKP
можно рассматривать как расчётную
nzэ
KKKPP ==
]
nzэ
60
pnBdzp
01010
ц
.
После определения расчётной мощности для проектируемой передачи по условию
[]
PKKKPP
≤=
р1р
nzэ
по ГОСТ 13568–75 назначают шаг цепи pц который должен быть
≤
[pц] max
.
Если однорядная цепь недостаточна или имеет слишком большой
шаг, то применяют многорядную цепь. При этом
P
р
где K
′
P ≤=
р
– коэффициент числа рядов, учитывающий неравномерность
ряд
K
ряд
[]
P
,
р
распределения нагрузки по рядам цепи.
Параметрами оптимизации для цепных передач являются: тип цепи, число рядов цепи, число зубьев звёздочек, шаг цепи, межосевое
расстояние.
82
Вопросы для самоподготовки
1. Какие достоинства цепной передачи обеспечивают ей широкое
применение и в каких областях?
2.
Какие типы цепей наиболее распространены?
3.
С чем связаны неравномерность хода цепной передачи, удары
шарниров цепи по зубьям звёздочки и колебания ветвей цепи?
4.
От чего зависит интенсивность износа шарниров цепи?
5.
Почему изношенная цепь теряет зацепление со звёздочкой
(спадает со звёздочек) и как это учитывают при выборе числа зубьев
звёздочек?
6.
По какому критерию выполняют расчёт цепной передачи?
7.
По каким параметрам оптимизируют конструкцию цепной
передачи?
83
8. ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Фрикционные передачи – это механическая передача, в которой
движение от ведущего тела к ведомому передаётся с силами трения.
Фрикционная передача состоит из двух катков (колёс, дисков,
цилиндров, конусов и др.), прижимаемых один к другому. При вращении одного из катков благодаря возникающей силе трения приходит
в движение другой каток; сила трения должна быть равн
передаваемого окружного усилия
где Ft – передаваемая окружная сила; F – сила трения в месте контакта
катков.
Сила нажатия может быть по величине постоянной или переменной, изменяющейся автоматически в зависимости от величины передаваемого момента. В первом случае она может создаваться собственным весом машин, рычагами, нажатием от руки или пружинами,
во втором – специальными устройствами.
Нарушение условия (8
износу катков.
Классификация. В зависимости от назначения различают фрик-
ционные передачи: нерегулируемые, т.е. с условно постоянным передаточным отношением; регулируемые, или вариаторы, позволяющие
изменять передаточное отношение плавно и непрерывно (бесступенчатое регулирование).
В зависимости от взаимного расположения осей валов фрикционные передачи бывают:
−
цилиндрические с параллельными осями (рис. 8.1);
конические с пересекающимися осями (рис. 8.2);
−
лобовые со скрещивающимися осями (рис. 8.3);
−
−
торовые соосные (рис. 8.4).
В зависимости от условия работы фрикционные передачи подразделяют на: открытые – работают всухую и закрытые – работают в масляной ванне.
8.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
а величине
F ≥ Ft, (8.1)
.1) приводит к буксованию и быстрому
84
Рис. 8.1. Схема цилиндрической фрикционной передачи с гладким ободом
В закрытых фрикционных передачах масляная ванна обеспечивает хороший отвод теплоты, делает скольжение менее опасным, увеличивает долговечность передачи.
Достоинства фрикционных передач:
−
простота конструкции и деше-
визна изготовления;
−
бесшумность и плавность рабо-
ты, что позволяет применять фрикционные передачи в приборостроении;
−
возможность бесступенчатого
регулирования частоты вращения.
Недостатки фрикционных передач:
−
значительные нагрузки на валы
Рис. 8.2. Коническая
фрикционная передача
и подшипники;
−
необходимость специальных
нажимных устройств для прижатия одного катка к другому, которые не требуются в передачах зацеплением;
−
скольжение в передаче, вызы-
вающее непостоянство передаточного
отношения.
Рис. 8.3. Лобовая
фрикционная передача
85
Фрикционные передачи применяют
(
+
=
фр
в качестве передач малой мощности –
до 10, реже до 20 кВт. Окружные скорости в фрикционных передачах допустимы до 7...8 м/с; передаточные числа –
до 10. Как силовые (не кинематические) передачи, они не могут конкурировать с зубчатыми передачами по
габаритам, надёжности, КПД и др.
Рис. 8.4. Торовая
икционная передача
Вследствие наличия скольжения,
фрикционные передачи с усло
стоянным передаточным отношением
вно по-
применяют сравнительно редко. Эти передачи чаще применяют в приборостроении и аппаратах, где требуется плавность и бесшумность работы. Наиболее распространены в машиностроении вариаторы, которые
применяют как в кинематических, так и в силовых передачах в тех случаях, когда требуется бесступенчатое регулирование скорости.
Геометрические параметры фрикционной передачи. Межосе-
вое расстояние
Диаметр ведущего катка
Диаметр ведомого катка
) ()
iddd
1
+
=
a .
2
d
1
121
=
2
2
a
.
()
1
+=i
.
idd
12
Основные кинематические и силовые параметры фрикцион-
ной передачи.
Передаточное отношение с учётом проскальзывания
1
==
2
d
()
1 d
d
1
n
i ≈
n
d
2
2
ε−
.
1
где ε ≈ 0,01…0,03 – коэффициент скольжения.
Окружная сила
T
2
2
F
= .
t
d
2
Сила прижатия катков фрикционной передачи
KF
F
t
=
n
,
f
где K – запас сцепления; K ≈ 1,25…1,5 для силовых передач; K ≈ 3 для
передач приборов.
86
Коэффициент трения f во фрикционных передачах принимают
в зависимости от контактируемых поверхностей. Например, для стали
по стали в масле f ≈ 0,04…0,05; для стали по стали или чугуну
без смазки f ≈ 0,15…0,20; сталь по текстолиту или фибре без смазки
f ≈ 0,2…0,3.
8.2. ФАКТОРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ КАЧЕСТВО ФРИКЦИОННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Скольжение является причиной износа, уменьшения КПД и непо-
стоянства передаточного отношения во фрикционных передачах.
Различают три вида скольжения: буксование, упругое скольжение,
геометрическое скольжение.
Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается
условие (8.1): F ≥ F
. При буксовании ведомый каток останавливается,
t
а ведущий скользит по нему, вызывая местный износ или задир поверхности. Нарушение геометрической формы и качества поверхности
катков выводит передачу из строя. Поэтому при проектировании следует принимать достаточный запас сцепления K и не допускать
использования фрикционной передачи в качестве предохранительного
устройства от перегрузки. Применение с
амозатягивающихся нажим-
ных устройств, как правило, устраняет буксование.
Упругое скольжение связано с упругими деформациями в зоне
контакта. Элементарно это можно объяснить на примере цилиндрической передачи (см. рис. 8.1). Если бы катки были абсолютно жёсткими,
то первоначальный контакт по линии оставался бы таким и под нагрузкой. При этом окружные скорости по всей линии контакта равн
ы и
скольжения не происходит. При упругих телах первоначальный контакт по линии переходит под нагрузкой в контакт по некоторой площадке. Равенство окружных скоростей соблюдается только в точках,
расположенных на одной из линий этой площадки. Во всех других
точках образуется скольжение.
В действительности явления, которые связаны с упр
угими деформациями во фрикционных передачах, сложнее. Скольжение от этих
деформаций не превышает 2...3% и обычно определяется экспериментально.
С уменьшением нагрузки упругое скольжение уменьшается.
Геометрическое скольжение связано с неравенством скоростей
на площадке контакта у ведущего и ведомого катков. Оно является
87
решающим для фрикционных передач. Поиски новых форм тел каче-
−
=
ния часто связаны со стремлением уменьшить геометрическое скольжение. Природу геометрического скольжения выясним на простейшем
примере лобового вариатора (рис. 8.5).
Окружная скорость на рабочей поверхности ролика постоянна по
всей его ширине и равна v
. Скорость v2 различных точек диска изме-
1
няется пропорционально расстоянию этих точек от центра (на краю
диска v
= v
2max
).
2
При отсутствии буксования скорости v
и v2 на линии контакта
1
должны быть равны между собой. Однако в рассматриваемой конструкции равенство скоростей можно получить только для какой-то одной точки линии контакта. Эту точку П называют полюсом качения.
Через полюс качения проходит расчётная окружность диска с диаметром d
, так что
2
d
n
2
1
n
2
.
=
d
1
Во всех других точках линий контакта наблюдается скольжение
vvv
со скоростью
. На рисунке 8.5 эпюра распределения скоро-
21ск
стей скольжения по линии контакта изображена жирными линиями.
Полюс качения располагается в середине линии контакта только
при холостом ходе.
Рис. 8.5. Определение скольжения в лобовом вариаторе
88
При работе с нагрузкой он смещается от середины на некоторую
=
′
()(
[
Δ=Δ−−Δ+′=
()(
[
(
Δ+π=Δ+=
величину ∆. Это смещение можно определить, рассматривая равновесие ролика. Здесь вращающий момент T
должен уравновешиваться
1
моментом сил трения. Эпюра сил трения F показана на рис. 8.5, где
направление сил трения противоположно направлению скоростей
скольжения, а удельная сила трения
bfFF /
.
п
Итак,
]
или
()
fFdbT
/=Δ .
п11
)
bfdFdbbFT /2/2/2/
, (8.2)
1п11
Из подобия треугольников определяем максимальную скорость
скольжения:
)()
]
121ск
binbdvv , (8.3)
)
2/30/2//2
где n1 – в мин–1.
Непостоянство передаточного отношения. Как указано выше,
передаточное отношение i ≈ d
где d2 зависит от ∆ (рис. 8.5).
2 /d1
Анализируя формулу (8.2), можно отметить следующее:
1.
При постоянной силе прижатия F
пропорционально нагрузке Т
1
(Т1→0 и ∆→0). При этом передаточное
величина ∆ изменяется
п
отношение не постоянно. Оно изменяется в некоторых пределах в зависимости от нагрузки.
2.
Если нажимной механизм обеспечивает изменение силы при-
жатия F„ пропорционально Т
, т.е. T1/Fп = const, то ∆ и i постоянны.
1
В этом большое преимущество саморегулируемых шариковых и винтовых нажимных устройств.
3.
Величина ∆, а следовательно, и изменение i от нагрузки про-
порциональны длине линии контакта или ширине ролика b. Для
уменьшения скольжения и колебаний передаточного отношения применяют узкие ролики или переходят от линейного контакта к точечному (b = 0 и ∆ = 0). Положение полюса качения связано также с распределением давления по длине линии контакта. Пр
и неравномерном распределении полюс смещается в сторону больших давлений. Давление
может быть неравномерным вследствие деформаций валов или погрешностей изготовления. С этим связаны высокие требования к точности изготовления и жёсткости вариаторов.
89
Коэффициент полезного действия. КПД вариаторов зависит
в основном от потерь на скольжение и потерь в опорах валов. Потери
на трение скольжения пропорциональны скорости скольжения. Формула (8.3) позволяет отметить, что у лобовых вариаторов v
уменьша-
ск
ется с увеличением передаточного отношения i. При малых i вариаторы имеют низкий КПД. По этой причине ограничиваются диапазоны
регулирования некоторых вариаторов. Потери на трение в опорах зависят от нагрузки на валы, которая определяется в основном силой
прижатия F
(не для всех конструкций). При постоянной Fп потери
п
в опорах постоянны и, следовательно, КПД падает при работе вариатора с неполной нагрузкой. Поэтому также целесообразно применять
нажимные механизмы с постоянным отношением T
/Fп . Ввиду слож-
1
ности расчётов величину КПД чаще всего оценивают экспериментально и указывают в справочниках.
Материал. Основные требования, предъявляемые к материалам:
− высокая износостойкость и поверхностная прочность;
−
достаточно высокий коэффициент трения, чтобы уменьшить
требуемое усилие прижатия;
−
достаточно высокий модуль упругости для уменьшения кон-
тактных деформаций и связанных с ними потерь на трение.
Для фрикционных передач применяют следующие материалы:
−
закалённую сталь по закалённой стали, обычно используют
шарикоподшипниковые стали с закалкой до HRC60;
−
чугун по чугуну или стали – такие передачи могут работать со
смазкой и всухую;
−
текстолит по стали – в передачах из этих материалов требу-
ются меньшие силы нажатия благодаря высоким значениям коэффициента трения.
Кожа, дерево или резина по стали или чугуну – передачи обладают высокими значениями коэффициента трения, но малой поверхностью трения и чувствительны влажности воздуха.
8.3. ОСНОВЫ РАСЧЁТА ПРОЧНОСТИ ФРИКЦИОННЫХ ПЕРЕДАЧ
Критерии расчёта. При работе фрикционных пар происходят
следующие виды разрушения рабочих поверхностей:
1.
Усталостное выкрашивание – в передачах, работающих при
обильной смазке и защищённых от попадания абразивных частиц.
90