- •10.2 Стандартизация и унификация
- •10.3 Прочность и жесткость
- •10.4 Точность взаимного положения деталей
- •10.5 Другие методы и принципы конструирования
- •9.2 Трение и изнашивание
- •1.2.2 Стали
- •11. 3.2 Алюминий и его сплавы
- •11.3.3 Сплавы титана и магния, баббиты
- •11.4 Пластмассы
- •11. 5 Смазочные материалы
- •12.2.3 Расчет фрикционных передач
- •12.3 Ременные передачи
- •12.3.1 Кинематика, геометрия и силы в ременных передачах
- •12.3.2 Порядок расчета
- •12.4 Зубчатые механизмы. Прямозубые цилиндрические передачи
- •12.4.1 Параметры цилиндрических прямозубых колес
- •12.4.2 Конструкции и материалы зубчатых колес
- •12.4.3 Виды повреждений зубьев
- •12.4.4 Расчетная нагрузка, действующая в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи
- •12.4.5 Проверочный и проектировочный расчет прямозубой цилиндрической передачи на сопротивление усталости при изгибе
- •12.5 Особенности цилиндрических косозубых передач
- •12.5.1 Силы, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
- •12.5.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи на прочность
- •12.6 Конические зубчатые передачи
- •12.6.1 Силы, действующие в зацеплении конической передачи
- •12.6.2 Расчет конической передачи на прочность
- •12.7 Передачи с круговинтовым зацеплением Новикова
- •12.8.2 Волновые зубчатые передачи
- •12.9 Червячные передачи
- •12.10 Механизмы винт-гайка
- •12.11 Цепные передачи
- •12.11.1 Конструкции приводных цепей
- •12.12 Рычажные передачи
- •13.2 Расчеты валов и осей
- •14.2 Подшипники скольжения
- •14.3 Подшипники качения
- •15.2 Постоянные муфты
- •15.3 Управляемые муфты
- •15.4 Самоуправляемые муфты
- •16 Корпуса
- •17.2 Винтовые пружины
- •17.3 Плоские пружины
- •17.4 Мембраны, сильфоны и трубчатые пружины
- •17.5 Амортизаторы
- •18.1.1 Резьбовые соединения
- •18.1.2 Штифтовые соединения
- •18.1.3 Шпоночные соединения
- •18.1.4 Шлицевые соединения
- •18.2.2 Соединения пайкой
- •18.2.3 Заклепочные соединения
- •18.2.4 Клеевые соединения
- •18.2.5 Соединения заформовкой и запрессовкой
- •19.2 Кинетическая энергия
- •19.3 Обобщенные силы механизмов
- •19.4 Метод приведения в динамике механизмов
12.3.2 Порядок расчета
Расчет ремней ведется по тяговой способности, которая характеризуется кривыми скольжения и КПД. На рис. 12.6 представлены экспериментальные кривые. По оси ординат откладывают относительное скольжение ξ и КПД η, а по оси абсцисс коэффициент тяги передачи
Коэффициент тяги показывает, какая часть предварительного натяжения F0 используется для передачи окружной силы Ft исключая буксование передачи. Из кривых скольжения следует, что наивыгоднейшая тяговая способность ремня соответствует критическому значению коэффициента тяги К . Экспериментально установлено, что в среднем для плоских ремнейК = 0,4. ..0,6, для клиновых ремнейК = 0,7. ..0,9.
Расчет плоскоременной передачи по тяговой способности производят следующим образом: определяют напряжение от полезной нагрузки К и допускаемое напряжение
Рис. 12.5 Рис. 12.6
0 =a-u(δ/ d1)
где а = 2...3 МПа; u = 10. ..17 МПа; δ — толщина ремня; d1 — диаметр меньшего шкива;
затем вычисляют расчетное допускаемое напряжение для плоского ремня:
где С — коэффициент, учитывающий особенности ременной передачи С = 0,3. ..1,05, Он зависит от а, υ , нагрузки. При υ ≤≤ 20 м/с и умеренной нагрузке С = 0,7. Условие прочности ремня:
Используя последнюю формулу, можно определить ширину ремня
При расчете клиновых ремней в начале выбирают сечение ремня, исходя из передаваемой мощности и частоты вращения (рис. 12.7).
Область применения каждого сечения (А, Б, В, Г, Д) расположена выше собственной линии предыдущего сечения. Затем определяют требуемое количество ремней по формуле z = 1 P /(РО 1 C ), где 1 P— мощность на ведущем шкиве; Р0 — допускаемая мощность на один ремень; 1 C — коэффициент, учитывающий особенности передачи
Рис. 12.7
(режим работы, длину ремня, неравномерность нагрузки ремней); С1 = 0,5...1,1; при умеренной нагрузке С1 = 0,9.
12.4 Зубчатые механизмы. Прямозубые цилиндрические передачи
Зубчатые механизмы чаще по сравнению с механизмами других видов применяются в машиностроении, приборостроении, в технических системах. Они служат для преобразования вращательного движения ведущего звена и передачи моментов сил. Достоинствами таких передач являются постоянство заданного передаточного отношения, компактность, высокий КПД (0,92...0,98), наличие небольших сил давления на валы и опоры, высокая надежность, простота обслуживания. К недостаткам можно отнести сложность и высокую точность изготовления и сборки, наличие шума при работе, невозможность плавного бесступенчатого регулирования скорости вращения ведомого звена.
Все понятия, параметры и их обозначения, относящиеся к геометрии и кинематике зубчатых передач, стандартизированы. Меньшее из пары зубчатых колес принято называть шестерней, большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» можнo применять как к шестерне, так и к колесу зубчатой передачи. Индексы «1» и «2» присваивают параметрам шестерни и колеса соответственно.
Зацепление зубчатых колес можно кинематически представить как качение без скольжения друг по другу двух поверхностей, называемых начальными. Для цилиндрических передач — это цилиндры, для конических — конусы. Точку качения начальных поверхностей определяют как полюс зацепления.
По числу пар зацепляющихся колес зубчатые передачи бывают одно-, двух- и многоступенчатыми. По взаимному расположению осей их делят на цилиндрические — с параллельными осями (рис. 14.1, a), конические — с пересекающимися осями (рис. 14.1, д), червячные (рис. 14.1, з), винтовые (рис. 14.1, w) — со скрещивающимися в пространстве осями. По расположению зубьев относительно образующих начальной поверхности колеса зубчатые передачи делят на прямозубые (рис. 12.8, а) и косозубые (рис. 12.8, б, в), шевронные (рис. 12.8, в) и с круговым зубом (рис. 12.8, ж).
Прямозубыми называются зубчатые колеса (передачи), направление каждого зуба которых совпадает с образующей начальной поверхности (цилиндра или конуса), косозубыми — колеса, направление зуба которых составляет некоторый постоянный угол с образующей начальной поверхности, шевронными — колеса (рис. 12.8, в), зубчатый венец которых образуется из двух рядов косых зубьев противоположного направления.
Конические колеса могут быть прямозубыми, косозубыми и с круговым зубом (рис. 12.8, д, е, ж соответственно).
Зацепление зубчатых колес может быть внешним и внутренним (рис. 12.8, г).
Реечные зубчатые передачи (рис. 12.8, к) преобразуют вращательное движение в поступательное, или наоборот.
Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зубьев. Эвольвентное зацепление мало чувствительно к отклонениям межосевого расстояния, поэтому не нарушается правильность зацепления. Профиль зубьев инструмента для нарезания эвольвентных зубчатых колес может быть прямолинейным. Изготовление и контроль таких колес относительно просты. Одним инструментом можно нарезать колеса с разным числом зубьев. Траекторией точки контакта эвольвентных профилей зубьев является прямая линия.
По конструктивному исполнению корпуса зубчатые передачи бывают открытыми и закрытыми. Открытые передачи не имеют защиты от попадания пыли и грязи, закрытые имеют жесткий корпус и работают в масляной ванне.
По характеру работы передачи могут быть реверсивными и нереверсивными. Реверсивные передачи характеризуются поочередным изменением направления движения ведущего звена на противоположное.
По величине окружной скорости различают передачи тихоходные (до 3 м/с), средних скоростей (3...15 м/с) и быстроходные (свыше 15 м/с).