43.Причины выхода из строя и меры повышения долговечности цепей в процессе эксплуатации цепных передач

Основной причиной выхода из строя является износ шарниров,приводящее к увеличению длины цепи и неправильному зацеплению её со звёздочкой.Также цепь может выйти из строя из-за усталостного разрушения звеньев при проушине,износом звёздочек.

Для повышения долговечности цепной передачи необходимо обеспечивать достойный уровень смазки цепи,повышенная твёрдость зубьев звёздочки.А также обеспечение должного уровня чистоты цепи и ограждение её от внешних неблагоприятных факторов(грязь,вода и др.)

44.Особенности работы цепной передачи:влияние величины шага цепи на неравноменость хода,происхождение удара

В момент входа в зацепление шарнира с зубом

вертикальные составляющие их скоростей v_x и v\ направлены навстречу друг другу — соприкосновение шарнира с зубом сопровождается уда­ром. Эффект удара можно оценить потерей кинетической энергии

E_k = 0_y5mvy.

Здесь т = qp_n — масса цепи, которая участвует в ударе (приближен­но принимают равной массе одного звена); р_п — шаг цепи; Vy — скорость удара. В результате преобразований для цепных передач получают [7]

Последовательные удары сопровождаются шумом передачи и являются одной из причин разрушения шарниров цепи и зубьев звездочки. В некоторых случаях удары приводят к раскалыванию роликов. Для ограничения вредного влияния ударов, на основе зависимости (13.15), выработаны рекомендации [7] по выбору шага цепи, в зависимости от быстроходности передачи.

12,70 15,87 19,05 25,40 31,75 38,10 44,45 50,80

Примечания: 1. На практике всегда желательно принимать шаг меньше допускаемого. 2. При увеличении частоты вращения за указанные пределы необходимы повышенная точность и обильная смазка передачи.

45.Волновые зубчатые передачи:конструкция,особенности работы,характеристики.

Волновая передача основана на принципе преобразования парамет­ров движения за счет волнового деформирования гибкого звена меха­низма. Впервые такая передача была запатентована в США ин­женером Массером*.

Обладая рядом положительных качеств, волновая передача по­лучила широкое распространение. В последующие годы запатен­товано много различных конструктивных модификаций волновой передачи. Основное распространение получили зубчатые передачи. Однако изучение принципа действия целесообразно начать с фрик­ционной передачи, которая проще.

Схема волновой передачи изображена на рис. 10.1. Передача состоит из трех основных элементов: гибкого колеса g; жесткого колеса Ь; волнового генератора h.

Наружный диаметр d_g недеформированного гибкого колеса меньше внутреннего диаметра d_b жесткого колеса:

d„-d_g=2w₀. (10.1) правого конца цилиндр де­формирован. Генератор устро­ен так, чтобы деформиро­ванное гибкое колесо прижи­малось к жесткому колесу с силой, достаточной для пе­редачи нагрузки силами тре­ния.

с правого конца цилиндр де­формирован. Генератор устро­ен так, чтобы деформиро­ванное гибкое колесо прижи­малось к жесткому колесу с силой, достаточной для пе­редачи нагрузки силами тре­ния.

На рис. 10.2 изображен график радиальных перемещений w раз­личных точек гибкого цилиндра, вызванных его деформированием. За координату по оси абсцисс принят угол ср (см. рис. 10.1). Переме­щения отсчитываем от начального положения точки на недефор- мированном цилиндре. График подобен мгновенной фотографии поперечной волны. При вращении генератора волна перемещений бежит по окружности гибкого колеса. Поэтому передачу назвали волновой, а водило h — волновым генератором.

Па развертке окружности укладывается две волны. Такую пере­дачу называют двухволновой. Известны передачи с большим чис­лом волн. Например, при трех роликах, расположенных под углом 120°, получим трехволновую передачу.

Вращение генератора вызывает вращение жесткого колеса с угловой скоростью со_ь (вариант I) или гибкого колеса с co_g (вариант II).

Условимся называть: w₀ — размер деформирования, равный радиальному перемещению точки гибкого колеса по большой оси генератора; большая и малая оси генератора — большая и ма­лая оси формы деформирования гибкого колеса в торцовом сече­нии.се

Сопоставляя структурные схемы волновой передачи и ранее известных передач, можно отметить следующие принципиальные различия, все ранее известные механические передачи являются механизмами с жесткими звеньями; волновая передача содержит гибкое звено; во всех передачах с жесткими звеньями преобразова­ние движения осуществляется или по принципу рычага, или по принципу наклонной плоскости. Принцип рычага используют в из­вестных зубчатых, фрикционных, ременных и цепных передачах, где отношение радиусов колес функционально подобно отношению плеч рычага. По принципу наклонной плоскости работают червяч­ные и винтовые передачи.

В волновой передаче преобразование движения осуществляется путем деформирования гибкого звена. Этот принцип назовем прин­ципом деформирования. Сущность этого принципа в том, что при волновом деформировании гибкого колеса всем его точкам сообща­ются окружные скорости. При контакте гибкого колеса с жестким по вершинам волн окружные скорости волновых перемещений сооб­щаются жесткому колесу (или гибкому), как ведомому звену пере­даточного механизма.че­нии.

Условимся называть: w₀ — размер деформирования, равный радиальному перемещению точки гибкого колеса по б46.Фрикционные передачи.Конструкции,характеристики,материалы,основы расчёта

Принцип действия и классификация. Работа фрикционной пере­дачи основана на использовании сил трения, которые возникают в месте контакта двух тел вращения под действием сил прижатия F_n (рис. 11.1). При этом должно быть

F&F, (11.1)

где F,=F_tl =F_a — окружная сила; F— сила трения между катками. Для передачи с цилиндрическими катками (рис. 11.1)

F=FJ, (11.2)

где / — коэффициент трения.

Нарушение условия (11.1) приводит к буксованию и быстрому износу катков.

Все фрикционные передачи можно разделить на две основные группы: передачи нерегулируемые, т. е. с постоянным передаточным отношением; передачи регулируемые, или вариаторы, позволяющие изменять передаточное отношение плавно и непрерывно (бесступен­чатое регулирование)*.

Каждая из указанных групп охватывает большое количество передач, различающихся по конструкции и назначению. Например, различают передачи с параллельными и пересекающимися осями валов; с цилиндрической, конической, шаровой или торовой поверх­ностью рабочих катков; с постоянным или автоматически регулиру­емым прижатием катков, с промежуточным (паразитным) фрикци­онным элементом или без него и т. д.

Схема простейшей нерегулируемой передачи изображена на рис. 11.1. Она состоит из двух катков с гладкой цилин дрической поверх­ностью, закрепленных на параллельных валах.

На рис. 11.2 показана схема простейшего вариатора (лобовой вариатор). Ведущий ролик А можно перемещать по валу в направ­лениях, указанных стрелками. При этом передаточное отношение плавно изменяется в соответствии с изменением рабочего диаметра

’"Особую группу составляют, фрикционные механизмы для преобразования вращательного движения в поступательное или винтовое (ведущие колеса экипажей, валки прокатных станов, подающие валки шлифовальных станков и т. п.). В курсе «Детали машин» эти механизмы не d₂ ведомого диска Б. Если перевести ро­лик на левую сторону диска, то можно получить изменение направления враще­ния ведомого вала — вариатор обладает свойством реверсивности.

Применение. Фрикционные передачи с постоянным передаточным отношением применяют сравнительно редко. Их об­ласть ограничивается преимущественно кинематическими цепями приборов, от которых требуются плавность движения, бесшумность работы, безударное включе­ние на ходу и т. п. Как силовые (не кине­матические) передачи, они не могут конкурировать с зубчатыми передачами по габаритам, надежности, КПД и пр.

Фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и силовых передачах в тех случаях, когда требуется бесступенчатое регулирование скорости (зубчатая передача не позволяет такого регулирования). Применение фрикционных вариаторов на практике ограничивается диапазоном малых и средних мощностей — до 10, реже до 20 кВт. В этом диапазоне они успешно конкурируют с гидравлическими и электрическими вариаторами, отличаясь от них простотой конструкции, малыми габаритами и повышенным КПД. При больших мощностях трудно обеспечивать необходимую силу прижатия катков. Эта сила, а также соответствующие нагрузки на валы и опоры становятся слишком большими, конструкция вариатора и нажимного устройства усложняется.

Фрикционные вариаторы нашли применение в станкостроении, сварочных и литейных машинах, машинах текстильной, химической и бумажной промышленности, различных отраслях приборостро­ения и т. д. Фрикционные передачи любого типа неприменимы в конструкциях, от которых требуется жесткая кинематическая связь, не допускающая проскальзывания или накопления ошибок

взаимного положения валов.изучают.

Различают вариаторы торовые,лобовые,с раздвижным контуром,дисковые

Критерии

Скольжение. Скольжение является причиной износа, уменьшения КПД и непостоянства передаточного отношения во фрикционных передачах. Различают три вида скольжения: буксование, упругое скольжение, геометрическое скольжение.

Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается условие (11.1): F,<F. При буксовании ведомый каток останавли­вается, 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 К и не допускать использования фрикционной передачи в качестве предохранительного устройства от перегрузки. Применение самоза- тягивающихся нажимных устройств, как правило, устраняет бук­сование.

Упругое скольжение связано с упругими деформациями в зо­не контакта. Элементарно это можно объяснить на примере ци- линдрическоб передачи (см. рис. 11.1). Если бы катки были абсолютно жесткими, то первоначальный контакт по линии оста­вался бы таким и под нагрузкой. При этом окружные скорости по всей линии контакта равны 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 упругими де­формациями во фрикционных передачах, сложнее. Они рассмат­риваются в специальной литературе (см., например, [30]). Скольже­ние от этих деформаций не превышает 2...3% и обычно определяет­ся экспериментально.

Для стальных катков упругое скольжение незначительно: 0,002 (при полной

нагрузке); для текстолита по стали г я* 0,01, резина по стали г и 0,03.

С уменьшением нагрузки е уменьшается.

Геометрическое скольжение связано с неравенством скоростей на площадке контакта у ведущего и ведомого катков. Оно является решающим для фрикционных передач. Поиски новых форм тел качения часто связаны со стремлением уменьшить геометрическое скольжение. Природу геометрического скольжения выясним на про­стейшем примере лобового вариатора (рис. 11.8, см. также рис. 11.2). Анализ других случаев см. [30].

Окружная скорость на рабочей поверхности ролика постоянна по всей его ширине и равна v_t. Скорость различных точек диска изменяется пропорционально расстоянию этих точек от центра (на краю диска v₂=v_2mJ).

При отсутствии буксования скорости v\ и v₂ на линии контакта 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 расчетная окружность дис­ка с диаметром d₂, так что

Щ jn₂=d₂/ d[.

Во всех других точках линий контакта наблюдается скольжение со скоростью v_ct=v₁—v₂. На рис. 11.8 эпюра распределения скоро­стей скольжения по линии контакта изображена жирными линиями. Полюс качения располагается в середине линии контакта только при холостом ходе.

Критерии расчета. При работе фрикционных пар происходят следующие виды разрушения рабочих поверхностей:

1. Усталостное выкрашивание — в передачах, работающих в ма­сле, когда образуется жидкостное трение. В этих условиях рабочие поверхности разделяются слоем масла, а износ сводится к ми­нимуму.

2. Износ — в передачах, работающих без смазки, или при отсут­ствии условий для образований режима жидкостного трения (см. гл. 16).

3. Задир поверхности — связан с буксованием или с перегревом передачи при больших скоростях и нагрузках в условиях недоста­точной смазки.

Все перечисленные виды разрушения зависят от напряжений в месте контакта. Поэтому прочность и долговечность фрикцион­ных пар оценивают по контактным напряжениям (см. § 8.3). Расчет­ные контактные напряжения при начальном касании по линии (тела качения — цилиндры, конусы, торы и ролики с образующими одно­го радиуса) определяют по формуле

a_H=0,mjF_nEJ(b_PapH[o_H]. (11.17)

При начальном касании в точке (все другие случаи)

a_H=m^/F_nE^p%^[o_H]. (11.18)

Здесь F„ — сила прижатия, нормальная к поверхности контакта; Ь — длина линии контакта; т — коэффициент, зависящий от формы тел качения (см. [11]).

Расчет по контактным напряжениям. Формулы (11.17) и (11.18) удобны для проверочных расчетов, когда размеры тел качения известны.

Для проектных расчетов эти формулы можно преобразовать, принимая за искомые размеры катков. Из-за большого многооб­разия форм катков для фрикционных передач не удается получить общей формулы проектного расчета, как это сделано, например, для зубчатых передач*. Методика преобразования подобна той, кото­рая применена для зубчатых передач (см. § 8.6).

Допускаемые напряжения для закаленных сталей с твердостью ^60 HRC при начальном контакте по линии и при хорошей смазке принимают [оя]= 1000... 1200 МПа; при начальном контакте в точке [<тя]=2000...2500 МПа. Для текстолита (без смазки) при контакте по пинии [о-д] = 80...100 МПа.

Учет срока службы и переменности режима работы производит­ся по аналогии с зубчатыми передачами.