Червячные передачи и передачи винт-гайка Гибкие передачи ременная

Зарегистрируйтесь, чтобы просмотреть полный документ!

Червячные передачи и передачи винт-гайка. Гибкие передачи (ременная и цепная) Основные модели прочностной надежности элементов конструкций

ВОПРОСЫ 1. Расчет передач винт-гайка 2. Расчет червячных передач 3. Расчет клино-ременной передачи 4. Расчет цепной передачи

Передачи винт-гайка Передача винт-гайка широко используется в разнообразных машиностроительных конструкциях для преобразования вращательного движения в поступательное или для обеспечения высокой точности перемещения и установки элементов машин. С помощью винтового механизма получают значительные осевые силы при малом вращающем моменте, небольших габаритных размерах и массе. Передачи винт-гайка по характеру движения подразделяют на: -передачи с вращающимся винтом и ведомой, поступательно движущейся гайкой (наиболее распространенный случай); - передачи с вращающимся винтом, совершающим одновременно осевое перемещение при неподвижной гайке; -передачи с вращающейся гайкой и ведомым, поступательно перемещающимся винтом. Передачи винт-гайка по виду трения делятся на передачи скольжения и качения.

Винтовые механизмы: а - винтовой пресс пищевого сырья; б - винтовая передача трения скольжения; в, г - винтовая передача трения качения

Передачи винт-гайка скольжения при значительной несущей способности и небольших габаритных размерах конструктивно просты и технологичны в изготовлении, позволяют обеспечить высокую кинематическую точность; при однозаходной резьбе обеспечивают самоторможение, что очень важно для механизмов, требующих надежной фиксации подвижного звена под нагрузкой, например, винтовой домкрат. К недостаткам этих механизмов относятся малый КПД ( 0, 4) и повышенная интенсивность изнашивания резьбы вследствие большого трения. Для уменьшения трения в резьбе гайки целесообразно изготовлять из антифрикционных материалов (бронза, чугун, пластмассы). Применение этих материалов одновременно увеличивает противозадирную стойкость резьбы. Для изготовления винтов применяют стали 45, 50, 40 ХГ, 18 ХГГ, которые после термической обработки получают твердость HRCэ 50. . . 58 обеспечивают высокую износостойкость в эксплуатации.

В ответственных силовых передачах применяют передачи винтгайка качения (рис. в) КПД таких передач достигает 0, 9. На винте и гайке выполняют винтовые канавки, которые служат дорожками качения шариков. В большинстве конструкций шарики движутся по траектории внутри гайки, возвращаясь от конца рабочего участка резьбы к началу по обводному каналу. К недостаткам передачи винт-гайка качения относятся: отсутствие самоторможения; сложность изготовления и высокая стоимость; сравнительно большие габаритные размеры. Образование резьбы

Образование резьбы. Работа передачи винт-гайка основана на теории винтовой пары. Геометрической основой резьб является винтовая линия. Винтовой называется линия (рис. а), образованная гипотенузой АВ прямоугольного треугольника АВС при огибании его вокруг прямого кругового цилиндра. При этом один из катетов АС треугольника совпадает с плоскостью основания цилиндра и равен длине окружности основания pd 2. В принципе резьба — это поверхность, образованная перемещением некоторой плоской фигуры (треугольника, трапеции и т. д. ) по винтовой линии (рис. б). Один оборот резьбы (винтовой линии) вокруг боковой поверхности цилиндра называется витком. Различают левую и правую винтовые линии — правую и левую резьбы (см. рис. б и в, соответственно). Контур сечения резьбы в плоскости, проходящей через ось цилиндра (винта), называется профилем резьбы. В зависимости от профиля различают пять основных типов резьбы: а — треугольная, б — упорная, в — трапецеидальная, г — прямоугольная и д — круглая. Вид профиля выбирают в зависимости от условий работы, назначения механизма, требований к точности и КПД.

Профили резьб Число заходов резьбы определяют по числу сбегающих витков на торце винта. В винтовых механизмах применяют преимущественно многозаходные резьбы. Основные параметры передачи винт-гайка скольжения. Основные параметры цилиндрической резьбы рассмотрим на примере резьбы с трапецеидальным профилем. Резьба характеризуется: наружным d(D), внутренним d 1(D 1) и средним d 2(D 2) диаметрами (d относится к винту, D — к гайке); шагом резьбы р; рабочей высотой профиля h; углом профиля , числом заходов z; ходом резьбы рh = p z, углом подъема резьбы . Для трапецеидальной резьбы профиль и основные ее размеры стандартизованы: =30°; h=0, 5 р; d 2=d - 0, 5 p; dmin=8 мм, рmin=1, 5 мм.

Угол подъема винтовой линии резьбы: = arctg [(p z)/(p d 2)] При проектировании передач задают величину перемещении гайки и винта l (мм) и время перемещения t (с). Зависимость между перемещением, временем, частотой вращения винта (мин-1) и параметрами резьбы имеет вид: l = p z nв t / 60 vr = p z nв/60 Поступательная скорость перемещения гайки (мм/с): Угол подъема резьбы, равный углу подъема винтовой линии на среднем цилиндре резьбы: tg = p /(p d ) h Все геометрические параметры большинства резьб и допуски на их размеры стандартизованы. Параметры винтовой передачи 2

По назначению передачи винт-гайка делят на три вида. 1. Грузовые - для создания больших осевых сил. При этом предпочтительным является профиль резьбы - трапецеидальный - симметричный при двусторонней передаче движения под нагрузкой и несимметричный - для одностороннего рабочего движения при больших нагрузках (упорная резьба, см. рис. б). В тяжелых (загрязненных) условиях применяют резьбу с круглым профилем (рис. д). 2. Ходовые, применяемые в различных механизмах подачи. Для уменьшения потерь на трение ходовые винты предпочтительно изготовляют с трапецеидальной многозаходной резьбой. Для устранения “мертвого хода” вследствие износа резьбы и появления люфта гайки ходовых винтов выполняют разъемными (рис. в), что позволяет выбирать зазор износа посредством уменьшения количества тонких прокладок 1. 3. Установочные, используемые для точных перемещений и регулирования - это резьбы с треугольной метрической резьбой (рис. а).

Силовые соотношения и КПД винтовой пары. Рассмотрим винтовую пару с прямоугольной резьбой: Fa - осевая сила в винтовой паре; Ft = 2 T/d 2 - окружная сила на окружности среднего диаметра d 2 резьбы винта (болта); Ff = f. N - сила трения винта в резьбе винтовой пары. Подъем гайки по витку винта можно рассматривать как подъем груза по наклонной плоскости АВ, являющейся разверткой винтовой линии и образующей с катетом АС=pd 2 угол ; высота наклонной плоскости равна катету ВС=ph np, соответствующему ходу резьбы. Схема сил и КПД в винтовой паре

Применяя уравнения равновесия для плоской системы сходящих сил, получаем Следовательно, где f = tg - коэффициент трения в резьбе; - угол трения; 4. . . 8 для стального винта и чугунной гайки. Для однозаходных резьб 2. . . 7°, меньшие значения для крепежных резьб. Для многозаходных резьб 8. . . 16°.

Коэффициент полезного действия винтовой пары с прямоугольной резьбой Если профильный угол резьбы отличен от 0, то вместо действительного угла трения принимают приведенный угол трения `. Следовательно, КПД: причем tg ` = f/cos ( /2) где - угол профиля резьбы; =60° для треугольной метрической резьбы и =30° для трапецеидальной резьбы. Например, при =60° получим: т. е. КПД треугольной резьбы меньше, чем прямоугольной. Если `, то винтовая пара обладает свойством самоторможения, при котором груз, поднятый винтом, например домкратом, самопроизвольно опуститься не может. При самоторможении <50%.

Винтовая пара с прямоугольной резьбой имеет самый высокий КПД. Из полученных выражений для КПД очевидно, что его величина возрастает по мере увеличения угла . Для увеличения , а следовательно, для повышения КПД применяют многозаходную резьбу с крупным шагом, а для уменьшения смазывание и антифрикционные материалы (бронзу и др. ). В самотормозящейся винтовой паре при и <0, 5. В винтовых механизмах вращение винта или гайки осуществляется обычно с помощью маховика, шестерни, рукоятки и т. д. Передаточным числом винтового механизма условно называют отношение перемещения маховичка к перемещению гайки или винта за один оборот: u = D / ph, где D - диаметр маховичка (штурвала); ph - ход резьбы. Например, при диаметре маховичка D=200 мм и ходе резьбы ph =4 мм u= 200/4 = 157. Осевая сила на винте или гайке Fa = Ft u h. При =0, 4, F=Ft 157 0, 4 = 62, 8 Ft. Данный расчет показывает, что при простой и компактной конструкции винтовой механизм позволяет получить значительный выигрыш в силе.

Расчет передач винт-гайка скольжения Для передачи винт-гайка скольжения существует три основных критерия работоспособности: износостойкость, прочность и устойчивость. Соответственно должны быть выполнены три расчета. Одни из них выполняют как проектный, из него определяют основные параметры винтовой пары, а затем производят остальные расчеты как проверочные. Если какая-либо из проверок дает неудовлетворительные результаты, то изменяют параметры винта, определенные из проектного расчета. Опыт проектирования передач винт-гайка показывает, что наиболее целесообразно в качестве проектного выполнять расчет на износостойкость, которая оценивается по величине среднего давления где q и [q] - расчетное и допускаемое среднее давление в резьбе, МПа; Fa- осевая сила, Н; d 2 - средний диаметр резьбы, мм; h- рабочая высота профиля резьбы, мм; z- число витков в гайке высотой Н; следовательно, z=Н/р (р - шаг резьбы).

Основными геометрическими характеристиками, которые определяют износостойкость, прочность и устойчивость передачи являются: внутренний диаметр резьбы винта d 1, шаг резьбы р, длина нарезанной части l, расчетная длина винта L, угол подъема винтовой линии , высота гайки Н, наружный диаметр гайки D и толщина фланца . Исходной величиной для расчета передачи является осевая нагрузка на винт Fa (грузоподъемность домкрата, усилие прессования и т. п. ) или определяемая из силовой схемы привода. В случае появления изгибающих винт нагрузок (например, от силы на рукоятке домкрата, пресса) необходимо знать характер изменения этих нагрузок во времени, условия эксплуатации передачи, а также, при механическом приводе, потребную скорость перемещения гайки Vr. Расчет передачи винт-гайка на износостойкость сводится к ограничению среднего давления q на рабочих поверхностях резьбы.

Проектировочный расчет по условию износостойкости g [g] проводят для определения среднего диаметра резьбы где Fa - осевая сила на гайке или винта, Н; k=Hr /d 2 - коэффициент высоты гайки, из конструктивных соображений k = 1, 2. . . 2 - для целых и k = 2, 5. . . 3 - для разъемных и сдвоенных гаек; большие значения k принимаются для резьбы малых диаметров; [q] допускаемое давление, МПа. При трении закаленной стали по бронзе [q]=10. . . 13 МПа; при незакаленной стали по бронзе [q]=7 -10 МПа; по чугуну [q]=5 МПа. Для винтов нажимных устройств прокатных станов [q]=15 -20 МПа; для точных винтовых передач [q]=3 -12 МПа в зависимости от требуемой точности. Если изнашиваемость резьбы в процессе работы необходимо уменьшить, то принимают [q]=4 -6 МПа. По предварительному значению среднего диаметра резьбы d 2 и по соответствующему стандарту находят размеры всех параметров резьбы: d(D); d 1(D 1); d 2(D 2); Н 2; р; g.

Проверочный расчет. Износостойкость резьбы проверяется по формуле: Прочность витков резьбы гайки на срез где - коэффициент полноты резьбы, для трапецеидальной резьбы =0, 65; [ ср] = (0, 2. . . 0, 3) т. При числе циклов нагружений N 103 стержень винта считается где [ р]= т/2 - допускаемое напряжение на растяжение винта, МПа. При N=104 -105 коэффициент запаса прочности винта в опасном сечении:

S и S — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: где p(сж); к; -1 — пределы выносливости при симметричном цикле; [S] = 1, 3. . . 1, 5. Проверка на продольную устойчивость где Fa. Кр — осевая критическая сила, Н; |Sy| — допускаемый коэффициент запаса устойчивости Допускаемый коэффициент запаса устойчивости |Sy | Исполнения и условия работы Для вертикальных винтов при отсутствии поперечной силы Для вертикальных винтов при действии поперечной силы Для горизонтальных винтов Для винторезных винтов Осевая критическая сила Fа. Кр при =4 ml/d 1 np |Sy| 2, 5. . . 3 3. . . 4 3, 5. . . 5 3. . . 4

где Е - модуль упругости материала винта, МПа; J - приведенный момент инерции сечения винта, мм 4, J =(p d 41 /64)(0, 4 + 0, 6 d/d 1); m - коэффициент приведения длины винта, зависящий от условий закрепления винта; l - длина сжатого участка винта (максимальное расстояние между гайкой и опорой), мм; и np - гибкость и предельная гибкость винта, для углеродистых и легированных сталей 90. Для винтов любой гибкости (l lnp) возможно использование объединенного условия прочности и устойчивости: 4 Fa /(p d 12) [ сж] jу , где [ сж]= т /3 - допускаемое напряжение сжатия для винтов передач, МПа; у - коэффициент понижения допускаемых напряжений, выбираемый в зависимости от параметра гибкости. Коэффициент понижения допускаемых напряжений у у 10 20 30 50 60 80 100 120 140 160 0. 98 0. 95 0. 91 0. 86 0. 82 0. 70 0. 52 0. 37 0. 29 0. 24

Червячные передачи Рассмотрим винт и гайку с трапецеидальной резьбой (рис. а). При вращении винта, закрепленного так, что он не может перемещаться вдоль оси, гайка будет совершать поступательное движение. Движение звеньев винтовой пары не изменится, если из гайки вырезать в осевом направлении полоску шириной, приблизительно равной диаметру винта. Согнув эту полоску, получим сектор некоторого радиуса с центром О. Винт при этом остается без изменения (рис. б). После такого преобразования винтовой пары вращающий винт будет приводит во вращение сектор. Наконец, оставляя винт без изменения, а сектор превращая в колесо, получим (с определенной конструктивной доработкой) червячную передачу, представленную на рис. в. Полученная передача состоит из червяка 1 и червячного колеса 2. Таким образом, червячная передача — это зубчато-винтовая передача, вращательный момент в которой реализуется по принципу винтовой пары, которой присуще повышенное трение скольжения. Ее применяют для передачи момента вращения между валами, геометрические оси которых перекрещиваются под углом 90°. Во избежание перегрева и последующего заклинивания червячные передачи предпочтительней применять в приводах периодического, а не непрерывного действия с мощностью до 50 к. Вт. Генезис червячной передачи

В большинстве случаев ведущим является червяк, при передаче движения витки червяка непрерывно скользят по зубьям колеса, как в винтовой паре, что является причиной пониженного КПД червячной передачи, повышенного изнашивания колеса и склонности к заеданию. В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазывания материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Преимущества передачи: плавность и бесшумность работы; возможность большого редуцирования, т. е. получения больших передаточных числа (u=8. . . 80); сравнительно высокой нагрузочной способности (до 60 к. Вт), возможности самоторможения и обеспечения высокой кинематической точности. Недостатки передачи: сравнительно низкий КПД ( =0, 7. . . 0, 9) и большие осевые силы на опоры; значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом; необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных антифрикционных материалов; интенсивное изнашивание и склонность к заеданию. В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи бывают с цилиндрическим (а) или с глобоидным (б) червяком. Глобоидная передача имеет повышенный КПД и более высокую (в 1, 5 раза) несущую способность, но сложна в изготовлении, сборке и очень чувствительна к осевому смещению червяка, вызываемому, например, изнашиванием подшипников.

Наибольшее распространение получили червячные передачи, выполненные в отдельных корпусах, служащим резервуаром для масла. В зависимости от направления линии витка червячные передачи бывают с правыми (предпочтительнее для применения) и левым направлением линии витка. В зависимости от расположения червяка относительно колеса передачи бывают с нижним (в) , верхним (г), боковым (д) и вертикальным (г) червяками. Расположение червяка определяет общая компоновка изделия и принятый способ смазывания зацепления. При картерном способе смазывания и окружной скорости червяка vl 5 м/с обычно применяют нижнее расположение червяка. При больших скоростях во избежание повышенных потерь на перемешивание и разбрызгивание масла применяют верхнее расположение червяка. Схемы червячных передач

В зависимости от формы винтовой резьбы цилиндрического червяка передачи бывают с архимедовым, конволютным и эвольвентным червяками. Архимедов червяк в осевом сечении имеет прямолинейный профиль равнобедренной трапеции (рис. а), аналогичный профилю инструментальной рейки. Угол между боковыми сторонами профиля витка у стандартных червяков 2 = 40°. В торцовом сечении витки очерчены архимедовой спиралью. Основные типы цилиндрических червяков Эвольвентные червяки имеют эвольвентный профиль в торцовом сечении и, следовательно, подобны косозубым эвольвентным колесам, у которых число зубьев равно числу витков червяка (рис. б). Под конволютными червяками (рис. в) понимают червяки, имеющие прямолинейный профиль в сечении, нормальном к оси симметрии. Практика показала, что при одинаковым качестве изготовления форма профиля нарезки червяка мало влияет на работоспособность передачи. Выбор профиля нарезки червяка зависит от способа изготовления и связан также с формой инструмента для нарезания червячного колеса.

Работоспособность червячной передачи зависит от твердости и шероховатости винтовой поверхности резьбы червяка, поэтому после нарезания резьбы и термической обработки червяки часто шлифуют, а в отдельных случаях полируют. Червячные колеса чаще всего нарезают червячными фрезами, причем червячная фреза должна представлять копию червяка, с которыми будет зацепляться червячное колесо. При нарезании заготовка колеса и фреза совершают такое же взаимное движение, какое будет иметь червяк и червячное колесо при работе. Обозначения червяков стандартизована. Так, например, архимедов червяк обозначается — червяк ZA, конволютной — червяк ZN, эвольвентный — червяк ZI. Всего их 10 видов. До настоящего времени в практике наибольшее распространение получили архимедовы червяки, которые и рассмотрены ниже. Основными параметрами червячной передачи, определяющими ее размеры являются: m - модуль (мм): z 1 - число витков (заходов) червяка; z 2 - число зубьев колеса; q = d 2/m - коэффициент диаметра червяка; аw - межосевое расстояние (мм); i(u) - передаточное число; T 2 - передаваемый момент (Н • м). В целях ограничения номенклатуры стандартного инструмента для нарезания червячных колес и червяков стандартизованы следующие параметры: m; z 1; q; - угол профиля витков.

Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам, аналогичным формулам для зубчатых колес. В червячной передаче расчетным является осевой модуль червяка m. Он стандартизован. Чтобы червяк не был слишком тонким, уменьшая m, увеличивают коэффициент диаметра червяка q. Тонкие червяки при работе значительно прогибаются, что нарушает правильность зацепления. Для фрезеруемых и шлифуемых червяков по требованиям технологии b 1 увеличивают приблизительно на 3 m. По условию неподрезания зубьев z 2 28. Для доведения межосевого расстояния аw до стандартного или заданного значения выполняют смещение. Следует иметь в виду, что межосевое расстояние можно округлять и за счет некоторого отклонения от передаточного числа, т. е. за счет изменения z 2. Основные параметры цилиндрического червяка

Для нарезания червячных колес со смещением и без смещения применяют один и тот же инструмент. Так как червячная фреза и червяк должны иметь одинаковые размеры, то смещение осуществляется только у колес. При заданном межосевом расстоянии аw коэффициент смещения инструмента х = (аw /т) — 0, 5 (z 2 + q) или аw = 0, 5 т (q + z + 2 x) По условию неподрезания и незаострения зубьев величину х на практике допускают в пределах ± 0, 7 (реже ± 1). У червячного колеса со смещением da 2 = m(z 2 +2 x); df 2 = m(z 2 — 2, 4 + 2 x); все другие размеры остаются неизменными. Основные параметры червячного колеса

Во время работы витки червяков скользят по зубьям колеса, как в винтовой передаче. Скорость скольжения vск (м/с) направлена по касательной к винтовой линии червяка. Ее определяют из параллелограмма скоростей (рис. ), где v 1 и v 2 — окружные скорости червяка и колеса): Как видно из формулы, всегда vск > v 1. Большое скольжение в червячной передаче вызывает большие потери в зацеплении, нагрев передачи, изнашивание зубьев червячного колеса, увеличивает склонность к заеданию. Для червячных передач предусмотрено 12 степеней точности. В силовых передачах наибольшее применение имеют 6 -я (при vск 15 м/с), 7 -я (vск 10 м/с) и 8 -я (vск 5 м/с) степени точности. КПД червячной передачи, по аналогии с винтовой передачей при ведущем червяке с учетом потерь в опорах ( оп), собственно в червячном зацеплении ( чер), на разбрызгивание и размешивание масла ( р) и на вентилятор, если последний предусмотрен конструкцией для обдува корпуса: где - делительный угол подъема линии витка червяка (табл. ); `- приведенный угол трения При проектировочном расчете передачи значение КПД принимают:

Значения углов трения в зависимости от материала венца червячного колеса и твердости рабочих поверхностей червяка Высокооловянные, оловянно- Железистые никелевые и сурьмяннобронзы, Серые чугуны Vск, м/с никелевые бронзы латуни HRCэ>48 48> HRCэ>32 HRCэ>48 48>HRCэ>32 0, 01 5° 43`-6° 17`-7° 42` 9° 39`-10° 17` 9° 39`-10° 29`-11° 19` 0, 1 4° 00`-4° 52` 5° 09`-6° 00` 7° 07`-7° 58` 7° 07`-8° 32` 7° 41`-9° 05` 0, 25 3° 26`-4° 00` 4° 17`-5° 09`-6° 00` 5° 26`-6° 17`-7° 07` 0, 5 2° 25`-3° 26`-4° 17` 4° 52`-5° 26` 4° 52`-5° 43` 5° 26`-6° 00` 1, 0 2° 17`-2° 52`-3° 43`-4° 34` 4° 00`-4° 43` 4° 52`-5° 26` 1, 5 2° 00`-2° 35`-3° 09`-4° 00` 3° 26`-4° 00` 4° 17`-4° 34` 2, 0 1° 43`-2° 27` 2° 17`-2° 52`-3° 26` 3° 43`-4° 17` 2, 5 1° 29`-2° 00`-2° 35`-3° 26` 3, 0 1° 22`-1° 43`-2° 11` 2° 17`-2° 52` 4, 0 1° 16`-1° 36` 2° 00`-2° 35` 5, 0 1° 09`-1° 29` 1° 43`-2° 00` 7, 0 1° 00`-1° 25` 10, 0 0° 55`-1° 20` 15, 0 0° 50`-1° 10` Примечания: 1. Меньшие значения r` соответствуют передачам со шлифованным или полированным червяком при твердости рабочих поверхностей витков H 1 > 45 HRCэ. 2. При венце колеса из безоловянной бронзы или латуни табличные значения следует увеличить на 30… 50%.

Передаточное число и червячной передачи определяют по условию, что каждый оборот червяка колесо поворачивается на угол, соответствующий числу зубьев, равному числу витков червяка: u = n 1 /n 2 = z 2 /z 1 , где n 1, n 2 - частоты вращения червяка и колес; z 2 и z 1 - число витков червяка и число зубьев колеса. Силы в зацеплении. В приработанной червячной передаче, как и в зубчатых передачах, силу со стороны воспринимает не один, а несколько зубьев колеса. Для упрощения расчета силу взаимодействия червяка и колеса Fn принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе зацепления П по нормали к рабочей поверхности витка. По правилу параллелепипеда Fn раскладывается по трем взаимно перпендикулярным направлениям на составляющие Ft 1, Fr 1, Fa 1. Виды разрушения. Материалы червячных передач. В червячных передачах возможны все виды и повреждений и разрушений, встречающихся в зубчатых передачах, т. е. усталостное выпрашивание, износ, заедание и поломка зубьев червячного колеса как менее прочных по сравнению с витками червяка, имеющего повышенную работоспособность по своим геометрическим параметрам и механическим характеристикам материала (сталь). Схема сил в червячном зацеплении

В отличие от зубчатых, в червячных передачах чаще наблюдаются заедание и износ, чем выкрашивание поверхности зубьев. При заедании (оно возникает в основном при чугунных червячных колесах и при венцах из безоловяннистых бронз) частицы материала венца как бы приваются к червяку и при дальнейшем относительном движении отрываются, в результате чего на зубьях образуются задиры с последующим интенсивным износом зубьев колеса. Для предупреждения заедания рекомендуется тщательно обрабатывать поверхности витков и зубьев, принимать высококачественные антифрикционные материалы (бронзы), обеспечивать качественное смазывание зацепления. Заметим, что роль смазывания в червячной передаче важней, чем в зубчатой. При проектировании червячных передач смазывание рассматривается как конструктивно-технологическое решение, обеспечивающее работоспособность и КПД передачи. Из изложенного вытекает, что критериями работоспособности червячных передач является сопротивление заеданию и усталости по контактным напряжениям, сопротивление усталости по напряжениям изгиба, а также теплостойкость (нагрев). Червяк и колесо должны обладать достаточной прочностью и ввиду значительных скоростей скольжения в зацеплении образовывать антифрикционную пару с высокими износостойкостью и сопротивляемостью заеданию.

Материалы червячных передач. В зависимости от сопротивляемости к заеданию и антифрикционным свойством материалы для изготовления венцов червячных колес по значению скорости скольжения v можно условно свести к трем группам. Группа I. Бронзы с пределом прочности на растяжение не более 300 МПа (“мягкие” бронзы). К ним относятся литейные высокооловянные бронзы, применяемые при высоких скоростях скольжения (vск = 5. . . 25 м/с) в ответственных передачах с большими нагрузками, т. е. там, где оправдана высокая стоимость. Группа II. Безоловянные “твердые” бронзы и латуни с пределом прочности на растяжение больше 350 МПа. Эти бронзы, в основном алюминиево-железистые, имеют хорошие механические характеристики, значительно дешевле оловянных, но хуже сопротивляются заеданию, поэтому их применяют при средних скоростях скольжения (vск = 3. . . 5 м/с). При этом червяк должен иметь высокую твердость (45 НRСэ), шлифован и отполирован. Группа III. Относительно мягкие серые чугуны марок С 415, С 418. Применение этих материалов допускается для тихоходных малонагруженных передач при скоростях скольжения (vск<3. . . 5 м/с). Наилучшее качество работы червячной передачи обеспечивают червяки, изготовленные как цементуемых сталей (20 Х; 12 ХНЗА; 18 ХГГ), имеющих твердость после обработки HRC 56. . . 63, так и среднеуглеродитстых сталей (45; 40 Х; 38 ХГН; 35 ХГСА) с поверхностной или объемной закалкой до твердости HRC, 50. . . 55. Кроме твердости витков, необходимо обеспечить шероховатость поверхности витков червяка не грубее Ra 0, 2, которая достигается шлифованием и полированием.

Расчет червячных передач Поскольку интенсивность заедания в зацеплении червячных передач от контактных напряжений и чрезмерного нагрева, то надежность передачи определяют сопротивляемостью заеданию и изнашиванию. Так как зубья колеса имеют меньшую поверхностную и объемную прочность, чем витки червяка, то проектировочный расчет передачи ведут из условия контактной прочности по зубьям червячного колеса, ( т < HP), а расчет по напряжениям изгиба выполняют как проверочный. Кроме того, при проектировании червячных передач выполняют расчет на теплостойкость (нагрев). Компоновочный чертеж червячной передачи

Последовательность расчета червячных передач 1. Ориентировочно определяют скорость скольжения (м/с) где w 1 - угловая скорость червяка, с-1; T 2 - номинальный момент на колесе, Н м. 2. Выбирают материалы деталей передачи и определяют допускаемые напряжения. 2. 1. В зависимости от скорости скольжения и длительности работы передачи выбирают материалы зубчатого венца червячного колеса и червяка по рекомендациям, приведенным в начале данного параграфа. 2. 2. Находят циклическую долговечность передачи NH = NF = N = 60 n 2 Lh, или N = 573 w 2 Lh, где n 2 - частота вращения колеса, мин-1, w 2 - угловая скорость колеса, с-1; Lh - ресурс редуктора, ч. 2. 3. Определяют допускаемые контактные напряжения (МПа) для зубьев колес, изготовленных из оловянистых бронз, из условия обеспечения контактной выносливости материала: HP = H lim ZN, где H lim - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, определяемый по табл. в зависимости от материала, способа отливки и твердости поверхности витков червяка; ZN — коэффициент долговечности:

Если по расчету получится N 25 • 107, то следует подставить NH = 25 • 107, и тогда ZN = 0, 67. Значение ZN не должно превышать 1, 15 для безоловянных бронз и латуней. Для оловянистых бронз предельное значение напряжений определяют из выражения HP = H lim ZN 4 т. Допускаемое контактное напряжение HP для зубьев червячных колес, изготовленных из безоловянных бронз и чугуна, выбирают из условия сопротивления заеданию без учета числа циклов нагружений N по табл. в зависимости от скорости скольжения. 3. Задаются предварительным значением коэффициента расчетной нагрузки KH=1, 1. . . 1, 4. Меньшие значения принимают для передач при постоянной нагрузке, большие — для высокоскоростных передач и переменной нагрузки. Значения пределов контактной выносливости (МПа) при твердости рабочих поверхностей витков червяка, большей HRCэ 45 Марка бронзы Бр. О 10 Ф 1 Бр. О 10 Н 1 Ф 1 Hlim Способ отливки В землю В металлическую форму Центробежный Flim 180 230 260 -1 Flim 55 70 80 38 50 56 Допускаемые напряжения для зубьев червячного колеса Материал венца червячного колеса Бр. А 9 ЖЗЛ Бр. А 10 Ж 4 Н 4 Л СЧ 15 Способ отливки В кокиль В землю 0, 5 182 196 180 НР, Мпа, при Vск, м/с 1 179 192 140 2 173 187 110 3 167 181 - 4 161 164 - 6 150 164 - 8 138 152 - Flim -1 Flim МПа 108 83 130 98 60 50

4. Определяют межосевое расстояние (мм) из условия обеспечения контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев червячного колеса: Полученное значение aw округляют в большую сторону до стандартного из приведенного в табл. Стандартные значения межосевых расстояний червячных передач 1 -й ряд 80 100 125 160 2 -й ряд 140 Примечание. 1 -й ряд следует предпочитать 2 -му. 200 180 250 225 315 280 400 355 5. Назначают число витков червяка z 1 в зависимости от передаточного числа u: По выбранному z 1 определяют число зубьев колеса z 2 = u z 1 и округляют до ближайшего из ряда базовых чисел Стандартные значения передаточных чисел червячных передач 1 -й ряд 10 12, 5 16 20 2 -й ряд 11, 2 14 18 22, 4 Примечание. 1 -й ряд следует предпочитать 2 -му. 25 28 31, 5 35, 5 40 45 50 56 63 71

Основные параметры червячных передач, выполненных без смещения (ГОСТ 2144 -93) аw, мм 1 -й ряд 50 2 -й ряд 63 80 100 125 140 160 200 250 280 400 500 m, мм 2, 5 2 3, 15 4 5 4 5 5 8 10 8 12, 5 10 8 10 10 20 16 q 10 8 8 8 1 10 12, 5 16 10 8 8 10 12, 5 16 10 8 10 10 12, 5 z 2: z 1 = u 32: 4; 32: 2; 2: 1 40: 4; 40: 2; 0: 1 32: 4; 32: 2; 2: 1 40: 4; 40: 2; 0: 1 50: 4; 50: 2; 0: 1 40: 4; 40: 2; 0: 1 46: 4; 46: 2; 6: 1 32: 4; 32: 2; 2: 1 40: 4; 40: 2; 0: 1 32: 4; 32: 2; 2: 1 40: 4; 0: 2; 40: 1 50: 4; 50: 2; 0: 1 40: 4; 0: 2; 40: 1 46: 4; 6: 2; 46: 1 32: 4; 32: 2; 2: 1 40: 4; 40: 2; 0: 1 50: 4; 50: 2; 0: 1

По принятым z 1 и z 2 уточняют фактическое значение передаточного числа и=z 2 /z 1, которое не должно отличаться от номинального более чем на 4 %. 6. Определяют осевой модуль зацепления m = (1, 5. . . 1, 7)aw /z 2, и округляют его до стандартного значения 7. В зависимости от принятого значения модуля m и числа витков червяка z 1 находят коэффициент диаметра червяка q = 2 aw /m — z 2 Полученное значение q округляют до стандартного При этом надо учитывать влияние q на КПД передачи, жесткость и прочность тела червяка. С уменьшением значения q увеличивается угол подъема линии витка червяка по делительному цилиндру, а следовательно, и КПД передачи, но жесткость и прочность тела червяка при этом снижаются. В ряде случаев целесообразно провести параллельно два расчета передачи при разных числах зубьев колеса и числе витков червяка и затем уже, исходя из полученных габаритов и КПД передачи, выбрать оптимальный вариант. Например, при u = 16 следует произвести расчеты, принимая z 1 = 2, z 2 = 32 и z 1 = 4, z 2 = 64 (в учебных проектах можно допустить z 1 = 3 и z 2 = 48). Минимально допустимое значение из условия жесткости червяка qmin = 0, 212 z 2. 8. По принятым параметрам определяют фактическое межосевое расстояние aw = 0, 5 m(z 2 + q). Если полученное значение aw не соответствует стандартному, то необходимо изменить сочетания параметров m и q или определить коэффициент смещения х = (aw/m) — 0, 5 (z 2 + q).

Если по расчету получается | x | > 1, то варьируя значениями z 2 и q (табл. ) добиваются соблюдения | x | 1. Значения z 2 и q, удовлетворяющие регламентированному значению коэффициента смещения x, принимаются за окончательные. 9. Уточняют ранее принятое (см. п. 3) значение коэффициента КH расчетной нагрузки. 9. 1. Определяют делительные диаметры червяка и червячного колеса: d 1 = q m, d 2 = z 2 m. 9. 2. Вычисляют делительный угол подъема линии витка червяка по табл. Делительные углы подъема линии витка червяка z 1 1 2 3 4 8 7° 07` 14° 02` 20° 33` 26° 34` 10 5° 43` 11° 19` 16° 42` 21° 48` Коэффициент q 12, 5 14 4° 35` 4° 05` 9° 05` 8° 07` 13° 30` 12° 06` 17° 45` 15° 57` 16 3° 35` 7° 07` 10° 37` 14° 02` 20 2° 52` 5° 43` 8° 35` 11° 19` 9. 3. Определяют действительную скорость скольжения в зацеплении по формуле По полученному значению vск и степени точности изготовления передачи по табл. принимают значение коэффициента KHv динамической нагрузки.

9. 4. Определяют значение коэффициента KH концентрации нагрузки по деформациям деталей червячной передачи и характеру изменения нагрузки: где Kf - коэффициент деформации червяка, значения которого при различных q и z 1 приведены в табл. ; Kp — коэффициент режима Сочетание модулей m и коэффициентов диаметра червяка q (ГОСТ 2144 -93) m q m q 8, 0 10, 0 3, 5 12, 5 8, 00 12, 5 16, 0 20, 0 8, 0 10, 0 4, 00 12, 5 10, 00 12, 5 16, 0 20, 0 2, 00 2, 50 8, 0 10, 0 12, 5 16, 0 20, 0 5, 00 6, 30 20, 00 8, 0 10, 0 12, 5 16, 0 20, 0 8, 0 10, 0 12, 5 14, 0 16, 0 8, 0 12, 50 16, 00 8, 0 10, 0 12, 5 16, 0 20, 0 8, 0 10, 0 12, 5 16, 0 10, 0

Коэффициент режима Кр Интенсивность работы Продолжительность Значение Кр при нагрузке постоянной пульсирующей ударной электродвигателя работы в сутки, ч 0, 5 0, 80 0, 90 1, 00 2 0, 90 1, 00 1, 25 При редких пусках 10 1, 00 1, 25 1, 50 24 1, 25 1, 50 1, 75 0, 90 1, 00 1, 25 При частых пусках и 2 1, 00 1, 25 1, 50 остановках 10 1, 25 1, 50 1, 75 24 1, 50 1, 75 2, 00 Приведенные коэффициенты трения f и углы трения при работе червячного колеса из оловянистой бронзы по стальнуму червяку Vск м/с 0, 1 0, 5 1 1, 5 2 f 0, 080. . . 0, 090 0, 055. . . 0, 065 0, 045. . . 0, 055. . . 0, 040. . . 0, 050 0, 035. . . 0, 045 4 о 34 r. . . 5 о 09 r 3 о 09 r. . . 3 о 43 r 2 о 35 r. . . 3 о 09 r 2 о 17 r. . . 2 о 52 r 2 о 00 r. . . 2 о 35 r Vск м/с 2, 5 3, 0 4, 0 7, 0 10, 0 f 0, 030. . . 0, 040 0, 028. . . 0, 035 0, 023. . . 0, 030 0, 018. . . 0, 026 0, 016. . . 0, 024 1 о 43 r. . . 2 о 17 r 1 о 36 r. . . 2 о 00 r 1 о 26 r. . . 1 о 43 r 1 о 02 r. . . 1 о 29 r 0 о 55 r. . . 1 о 22 r

9. 5. Определяют значение коэффициента расчетной нагрузки KH, который является произведением двух коэффициентов: K = K K Коэффициент динамической нагрузки KHv Степень точности по ГОСТ 3675 -81 6 7 8 9 H H Скорость скольжения Vск, м/с 1, 5… 3 3… 7, 5… 12 1, 0 1, 1 1, 25 1, 4 - До 1, 5 1, 0 1, 15 1, 25 Hv 12… 18 1, 3 - Коэффициент деформации червяка Kf Z 1 1 2 3 4 8 72 57 51 47 10 108 86 76 70 Коэффициент q 12, 5 14 154 176 121 140 106 132 98 122 16 225 171 148 137 20 248 197 170 157 10. Проверяют передачу на контактную выносливость: где dw 1 = m (q + 2 x) - начальный диаметр червяка (здесь x - коэффициент смещения червяка). Если H lim меньше HP более чем на 15%, то целесообразно подобрать материал, для которого H lim HP , или следует принять меньшее межосевое расстояние и вновь определить фактическое контактное напряжение H lim.

11. Определяют КПД передачи: где - приведенный угол трения, который принимается по табл. в зависимости от скорости скольжения vск при условии: червяк - стальной, колесо - из оловянистой бронзы. 12. Уточняют вращающий момент на червяке: T = T /(u ). 1 2 13. Определяют силы, действующие в зацеплении: Ft 2 = Fa 1 = 2 T 2/d 2, Fr 2 = Fr 1 = Ft 2 tg , Fa 2 = Ft 1 = 2 T 1/dw 1. 14. Проверяют зубья колеса на выносливость при изгибе. 14. 1. Определяют допускаемые напряжения при изгибе при работе зубьев одной стороной (при нереверсивной передаче): FP = F lim. YN , при работе зубьев обеими сторонами (при реверсивной передаче): -1 FP = -1 F lim. YN. Значения F lim и -1 F lim выбирают по табл. в зависимости от материала венца колеса, способа отливки и твердости рабочих поверхностей витков червяка. Коэффициент долговечности определяют из выражения Для колес, изготовленных из бронз, 0, 54 YN 1, для колес из чугуна YN = 1.

Силы, действующие в червячной передаче Направление линии витка червяка правое левое Направления действия сил в червячной передаче в зависимости от направления вращения

14. 2. Определяют эквивалентное число зубьев колеса по формуле и выбирают коэффициент YF 2 формы зуба по приведенным в табл. Значения коэффициентов формы зуба червячного колеса YF 2 zn 2 20 24 26 28 30 32 35 37 40 45 50 60 80 100 150 300 YF 2 1. 98 1. 85 1. 80 1. 76 1. 77 1. 64 1. 55 1. 48 1. 45 1. 40 1. 34 1. 30 1. 27 1. 24 14. 3. Определяют действительные напряжения при изгибе и сопоставляют их с допускаемыми: Если в результате расчета окажется F 2 > FP, то прочность зуба по напряжениям изгиба можно повысить путем увеличения модуля передачи m или выбора материала с более высокими механическими характеристиками. В первом случае следует произвести пересчет геометрии передачи. 15. Определяют остальные геометрические параметры передачи по соотношениям, приведенным в табл. 16. Результаты расчета обобщают в виде табл.

Формулы для определения геометрических параметров червячного зацепления Определяемый параметр Расчетные формулы 1. Диаметр вершин витков червяка da 1=d 1+2 m 2. Диаметр впадин витков червяка df 1=d 1+2. 4 m 3. Диаметр вершин зубьев червячного колеса da 2=(z 2+2+2 x)m 4. Диаметр впадин зубьев червячного колеса da 1=d 1+2 m 5. Наибольший диаметр червячного колеса da 1=d 1+2 m 6. Ширина венца червячного колеса при z 1: 1 или 2 4 7. Длина нарезанной части червяка при z 1: 1 или 2 4 Примечание: Для шлифуемых и фрезеруемых червяков по технологическим условиям b 1 увеличивают при m < 10 на 25 мм, при m = 10. . . 16 мм на 35. . . 40 мм и при m > 16 мм на 50 мм

После расчета элементов зацепления червячного редуктора рассчитывают валы, подбирают подшипники; -конструируют детали зацепления, подшипниковые узлы и корпусные детали; -рассчитывают соединения вал-струпицы; -решают вопросы смазывания и охлаждения. Методика расчета валов и подбора подшипников будут приведены позже, рекомендации по конструированию деталей и узлов редуктора будут изложены позже. Ниже рассмотрим вопросы подбора смазочного материала и теплоотвода, значимость которых находится на уровне конструктивных решений. Тепловой расчет червячных передач обусловливается тем, что при работе передачи значительная энергия тратится на трение, в процессе которого происходит тепловыделение. Смазочные свойства масла при нагреве резко ухудшаются и возникает опасность заедания передачи. В целях предотвращения этого вида повреждения и производится тепловой расчет, суть которого сводится к тому, чтобы рабочая температура t масла в картере редуктора не превышала допускаемого значения tм. доп: где tв — температура воздуха вне корпуса, °С; в цеховых условиях обычно tв = 20 °С; P 1 — мощность на червяке, Вт; — КПД редуктора;

Кt — коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения [для чугунных корпусов принимают Кt=8. . . 17 Вт/(м 2 • °С) — большие значения принимают при незначительной шероховатости поверхности наружных стенок, хорошей циркуляции воздуха вокруг корпуса и интенсивном перемешивании масла (при нижнем или боковом расположении червяка)]; А — площадь поверхности охлаждения редуктора (без основания, которым он крепится к раме, фундаменту и т. п. ), м 2, определяемая по компоновочному чертежу (рис. а); для облегчения определения площади поверхности редуктора компоновочный чертеж упрощают до формы, представленной на рис. б. Компоновочный расчет редуктора

Приближенно поверхность охлаждения корпуса можно выбирать в зависимости от межосевого расстояния передачи: Примерные значения площади теплоотвода червячного редуктора aw, мм А, м 2 80 0, 19 100 0, 24 125 0, 36 140 0, 43 160 0, 54 180 0, 67 200 0, 8 225 1, 0 250 1, 2 280 1, 4 Допускаемое значение tм. доп зависит от сорта масла и его способности сохранять смазывающие свойства при повышении температуры. Для обычных редукторных масел tм. доп = 80. . . 90°С, для авиационного масла tм. доп = 100. . . 120°С. Если рабочая температура масла tм > tм. доп, т. е. не удовлетворяет условию эксплуатации, то должен быть предусмотрен соответствующий отвод избыточной теплоты. Это достигается путем оребрения корпуса редуктора (если это ранее не предусматривалось конструкцией) или применения искусственного (воздушного) охлаждения установкой на червяк обдуваемого вентилятора; в особых случаях, предусматривают циркуляционное смазывание. При средней температуре масла 70° кинематическую вязкость масла и способ смазывания рекомендуется выбирать в соответствии с табл. Для смазывания червячных передач используются масла, приведенные в табл. с указанием их вязкости при рабочей температуре.

Рекомендуемые значения кинематической вязкости масла Кинематическая вязкость Способ смазывания при 50 о. С (при 100 о. С) (с. Ст) до 1* 450 (55) Окунанием до 2, 5* 300 (35) до 5** 180 (20) 5. . . 10 120 (12) струйное или окунанием 10. . . 15 80 15. . . 25 60 Струйное под давлением св. 25 45 Примечание. *Тяжелые условия работы; **Средние условия работы Скорость скольжения vск Масла, применяемые для смазки червячных передач Масло Цилиндровое 24 (вискозин) Цилиндровое 52 (вапор) Трансмиссионное автотракторное летнее (нигрол летний) Трансмиссионное с присадкой, летнее Тракторное АК-15 (автол 18) Автотракторное АКЗп-10 Автотракторное АКЗп-6 Вязкость масла t 10 -6, м 2/с, при to. C 40 50 60 70 80 90 100 550 270 140 76 48 35 24 1400 680 360 200 120 78 56 850 400 220 95 65 47 32 850 230 68 37 400 115 44 28 220 70 30 21 95 43 22 15 65 28 16 13 47 22 13 11 32 16 9 5

Общие сведения о ременных передачах Ременную передачу относят к передачам с гибкой связью. Она состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня, надетого на шкивы с натяжением (рис. а). Ведущий шкив силами трения, возникающими на поверхности контакта шкива с ремнем, приводит ремень в движении заставляет вращаться ведомый шкив. Таким образом, момент вращения передается с ведущего шкива на ведомый В зависимости от вида ремня различают передачи плоскоременные (рис. б), клиноременные (рис. в), поликлиновые (рис. г) и зубчатоременные (рис. д). В зависимости от расположения валов ременные передачи бывают с параллельными осями валов: одинаковым направлением вращения и с обратным направлением вращения, а также с непараллельными осями валов. В зависимости от количества ведомых шкивов ременные передачи бывают с одним и несколькими ведомыми шкивами. Так, в ременной передаче компрессора имеются два шкива: вращение и передачи полезной нагрузки осуществляются от ведущего (ВШ) шкива, связанного с двигателем, на ведомый (ВМ), связанный с рабочим органом (рис. 1). Привод вентилятора и генератора у автомобильных двигателей включает трехшкивную передачу (рис. 10), у сельскохозяйственных машин от одного ведущего шкива приводится в движение несколько шкивов (рис. 14). В приводах технологического оборудования пищевой и текстильной промышленности имеют широкое распространение приводы по схемам типа (рис. 13 и 14).

Наиболее распространены следующие схемы натяжных устройств, создаваемых: · передвижением электродвигателя (или другого узла) (рис. а); · поворот шарнирного смонтированной плиты, на которой расположен электродвигатель (или другой узел) (рис. б); оттяжным (рис. в) или натяжным (рис. г) роликом; самонатяжными устройствами: · реактивным моментам, действующим на статор двигателя (рис. д) или на подвижной редуктор (рис. е); · окружной силой шестерни, закрепленной на валу электродвигателя и передающей момент вращения колесу, сидящем на одной оси с ведущим шкивом ременной передачи (рис. ж).

Силы в ременной передаче. Чтобы сила трения между ремнем и шкивами была достаточной, ремень должен быть надет на шкивы с некоторым предварительным натяжением F 0 (рис. а). Натяжение выбирают так, чтобы для плоских ремней соответствующее напряжение в поперечных сечениях ремня находилось в пределах 1, 5. . . 2, 0 МПа. Величину F 0 определяют из соотношения: F 0 = s 0 А где А - площадь поперечного сечения ремня. При создании на ведомом валу момента сопротивления Т 2 (рис. б) к ведущему валу должен быть приложен движущий момент. При этом происходит перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь дополнительно натягивается до силы F 1, а натяжение ведомой ветви уменьшается. Из условия равновесия моментов внешних сил относительно оси вращения алгебраическая сумма моментов сил натяжения ведущей и ведомой ветвей равна вращающему моменту Т 1, т. е. Силу, которую надо приложить по касательной к ободу шкива для передачи заданного момента называют окружной силой Ft , тогда Т 1 = Ft d / 2 или Ft = 2 T 1 / d. Окружная сила в ременной передаче равна разности натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня: Ft = F 1 - F 2.

Отношение окружной силы к площади сечения ремня Кn = Ft /А называют удельной окружной силой или полезным напряжением. Напряжения от натяжения в ведущей и ведомой ветвях ремня при рабочем ходе будут соответственно равны: При изгибе ремня толщиной на шкиве диаметром d относительно удлинения наружных волокон из геометрических условий равны /d. Напряжение изгиба равно гдe E - приведенный мoдуль упpугocти мaтepиaлa peмня (200 -300 МПа - для прорезиненных ремней; 600 МПа для капроновых ремней; 500. . . 600 МПа — для клиновых кордтканевых ремней).

Напряжение в ремне от центробежных сил ц равно: ц = Fv/A = q v 2. Наибольшие (суммарные) напряжения в ремне равны 1 max = 1 + ц + и. Для открытой передаче с двумя шкивами угол обхвата 1: где d 1 и d 2 — расчетные диаметры малого и большего шкивов, а - межосевое расстояние. Для передачи плоским ремнем рекомендуют 1 150°, а для клиноременных 1 120°. Силы натяжения ветвей ремня нагружают валы и подшипники. Равнодействующая сила Fn = 2 F 0 sin ( 1/2) где 1 - угол обхвата меньшего шкива.

Скольжение ремня по шкивам. В ременной передаче разделяют два вида скольжения ремня: а) упругое - неизбежное при нормальной работе передачи и происходящее на части обхвата. Оно возникает в результате разности сил F 1 и F 2, нагружающих ведущую и ведомую ветви ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность. Упругое скольжение ремня характеризует коэффициентом скольжения , который представляет относительную потерю скорости на шкивах: = (v 1 - v 2) / v 1 или v 2 = v 1 (1/ ), где v 1 и v 2 — окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно = 0, 01. . . 0, 02. б) буксование - при полной потере ремнем сцепления со шкивом и происходящее на всей дуге обхвата (возникает при перегрузке). На базе выше упомянутых скольжений разработана методика расчета ременных передач. Графически кривые скольжения приведены на рис. в, иллюстрирующем связь между полезной нагрузкой — окружной силой (тягой) Ft и относительным скольжением при постоянном предварительном натяжении F 0. При построении графика по оси абсцисс откладывают относительную нагрузку, выраженную через коэффициент тяги:

Расчет клиноременных и поликлиноременных передач В общем и пищевом машиностроении широко применяются клиновые ремни трех типов: нормальные, узкие и поликлиновые. Размеры передач с поликлиновыми ремнями вследствие их высокой тяговой способности получаются значительно меньшими, чем с клиновыми. Однако, поликлиновые ремни очень чувствительны к непараллельности валов и осевому смешению шкивов. Рекомендуется, чтобы непараллельность валов в передаче не превышала 20 `, а угол смещения рабочих поверхностей шкивов был не более 15`. Общий диапазон скоростей движения ремня V для клиновых передач от 4 до 25, 40, 30 м/с – соответственно для нормальных клиновых, узких и поликлиновых ремней. Передаточное число u 7. Малые габариты и компактность этих передач обеспечиваются преимущественно в интервале мощностей Р 50 к. Вт. Коэффициент полезного действия передачи при скорости V<25 м/с =0, 9… 0, 98 и снижается при большей скорости вследствие аэродинамических потерь.

Клиновая форма ремня обеспечивает лучшее сцепление его со шкивом, что позволяет по сравнению с плоскоременной передачей уменьшить натяжение ремня и действие сил на валы и опоры, снизить минимальные значения диаметров шкивов и повысить передаточное число. Основными размерами клиновых ремней являются расчетная ширина bp, по которой назначают размеры канавок шкивов, и расчетная длина Lp ремня на уровне нейтральной линии, по которой определяют межосевое расстояние: где = Lp - (d 2 + d 1)/2; = (d 2 - d 1), d 1 и d 2 - расчетные диаметры шкивов Минимальное межосевое расстояние принимают в диапазоне amin= 0, 55 (d 1+d 2)+h 1, где h 1 - высота профиля клина ремня.

Передачи клиновыми и поликлиновыми ремнями рассчитывают по тяговой способности и долговечности. Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых и поликлиновых ремней позволило определить допускаемую мощность Рдоп для каждого типоразмера ремня, а расчет свести к подбору типа и числа ремней по таблицам. Число ремней или число клиньев поликлинового ремня z: для клиновых - z = P / Pдоп; для поликлиновых - z = 10 P / Pдоп, где Рдоп - допускаемая мощность на один клиновой или поликлиновой с десятью ребрами ремень при заданных условиях работы: Рдоп= Ро Сa Ср СL Сz. Значения мощности Ро, передаваемой в стандартных условиях одним ремнем нормального сечения, приведены в табл. Коэффициент Сa учитывает угол обхвата 1 малого шкива (табл. ).

Клиновые ремни (ГОСТ 1284. 1 -89, ГОСТ 1284. 2 -89, ГОСТ 1284. 3 -96) Обозна- Размеры сечения, мм Площадь Расчетная Масса 1 м Минимальный Wp W h чение сечения длина Lр, мм длины, кг расчетный сечения A 1, мм 2 диаметр меньшего шкива dh 1, мм Ремни нормального сечения 0( Z) 8, 5 10 6 47 400. . . 3150 0, 06 63 А (А) 11 13 8 81 560. . . 4500 0, 105 90 Б (В) 14 17 11 138 6300. . . 7100 0, 18 125 В (С) 19 22 14 230 1250. . . 10000 0, 30 200 Г (В) 27 32 19 476 2240. . . 14000 0, 62 315 Д (Е) 32 38 23, 5 30 692 4000. . . 18000 0, 92 500 Е ЕО 42 50 1170 6300. . . 18000 1, 5 800 Узкие ремни УО (2) 8, 5 10 8 56 630. . . 3550 0, 07 0, 12 УА (А) 11 13 10 93 800. . . 4500 0, 20 0, 37 УБ (В) 14 17 13 159 1250. . . 8000 УВ (С) 19 22 18 278 2000. . . 8000 - Примечания. 1. В скобках указаны обозначения ремней в международной системе. 2. Lp - расчетная длина ремня на уровне нейтральной линии. Стандартный ряд длин Lp: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 18000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000, 16000, 18000.

Технические данные поликлиновых ремней с шнуровым кордом (РТМ 3840528 -74) Масса q 10, кг/м К 2, 4 4, 0 2, 35 2. . . 36 400. . . 2000 40 40 0, 09 Л 4, 8 9, 5 4, 85 4. . . 20 1250. . . 4000 80 18. . . 400 0, 45 М 9, 5 16, 7 10, 35 4. . . 20 2000. . . 4000 180 130 1, 6 Примечания. 1. Масса 1 м ремня указана для ремней с десятью ребрами. 2. Стандартные длины поликлиновых ремней такие же, как и клиновых ремней (см. табл. ). 3. Диаметры шкивов для поликлиновых ремней выбирают из того же стандартного ряда, что и для клиновых ремней (см. табл. ). Сечение t, мм h 1, мм ремня Число клиньев, z Длина Lp, d 1 не мм менее T 1 Н • м

Коэффициент Сz, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням, принимают в зависимости от числа z ремней: Для поликлиновой ременной передачи Сz = 1. Последовательность расчета клиноременной и поликлиновой передач. При известном вращающем моменте T 1, угловых скоростях w 1 и w 2 в режиме работы расчет передач выполняют в следующем порядке: 1. В зависимости от вращающего момента T 1 по табл. выбирают сечение ремня и определяют диаметр малого шкива d 1, приняв Кd=3. . . 4 для клиноременной передачи, Кd= 2, 5. . . 3 — для поликлиновой передачи и Кd = 2, 0. . . 2, 5 - для узких клиновых ремней. При этом в целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять шкивы с диаметром d 1 (из стандартного ряда по табл. ), большим d 1 min.

2. Определяют диаметр большого шкива d 2= d 1 w 1/w 2. Полученное значение округляют до ближайшего по стандартному ряду (табл. ). 3. Уточняют угловую скорость w 2= d 1 w 1(1 - )/d 2 тихоходного вала, приняв коэффициент скольжения = 0, 01. . . 0, 02. 4. Определяют передаточное число u=w 1/w 2. 5. Находят скорость движения ремня, м/с где частота вращения n 1=30 w 1/2. 6. Ориентировочно назначают межосевое расстояние, принимая во внимание, что amin= 0, 55(d 2+d 1)+h, amax= 2(d 1+d 2). [Здесь h - высота сечения ремня (табл. )]. 7. Определяют длину ремня Lp. Полученное значение округляют до ближайшего числа по стандартному ряду (см. табл. ). 8. Вычисляют окончательное значение межосевого расстояния а. 9. Определяют угол обхвата 1 на ведущем (меньшем) шкиве, значение которого должно быть в области 1 120°.

Номинальная мощность Р 0, к. Вт, передаваемая одним клиновым ремнем Диаметр Сечение ремня малого (длина Lр, мм) шкива, d 1, мм 63 71 Z (800) 80 90 100 А (1700) 112 125 140 Частота вращения меньшего шкива, мин-1 Передаточное число u 400 700 950 1450 2000 2800 1, 5 3, 0 1, 5 3, 0 1, 5 3, 0 0, 19 0, 23 0, 27 0, 28 0, 32 0, 33 0, 37 0, 38 0, 43 0, 44 0, 52 0, 53 0, 62 0, 64 0, 76 0, 89 0, 29 0, 30 0, 36 0, 37 0, 44 0, 45 0, 52 0, 54 0, 60 0, 62 0, 67 0, 69 0, 82 0, 84 0, 99 1, 02 1, 18 1, 22 1, 39 1, 43 0, 38 0, 39 0, 46 0, 48 0, 56 0, 58 0, 67 0, 69 0, 78 0, 80 0, 85 0, 88 1, 05 1, 08 1, 27 1, 31 1, 52 1, 57 1, 79 1, 85 0, 53 0, 54 0, 66 0, 68 0, 80 0, 82 0, 96 0, 99 1, 11 1, 14 1, 18 1, 21 1, 45 1, 50 1, 78 1, 84 2, 13 2, 19 2, 51 2, 59 0, 67 0, 69 0, 84 0, 87 1, 03 1, 06 1, 23 1, 27 1, 43 1, 48 1, 53 1, 84 1, 89 2, 25 2, 33 2, 69 2, 78 3, 17 3, 27 0, 86 0, 88 1, 08 1, 11 1, 32 1, 36 1, 58 1, 78 1, 83 1, 89 1, 82 1, 87 2, 27 2, 34 2, 78 2, 87 3, 30 3, 40 3, 85 3, 97

Мощность Ро, к. Вт, передаваемая одним узким ремнем Сечение ремня (длина Lр, мм) УО (1600) УА (2500) УБ (3550) УВ (5600) Диаметр малого шкива d 1, мм 63 71 80 90 90 100 112 125 140 160 180 200 224 250 280 315 Скорость ремня V, м/с 5 10 20 30 40 0, 95 1, 18 1, 38 1, 56 1, 89 2, 17 2, 41 2, 95 3, 45 3, 80 4, 12 5, 45 6, 05 6, 60 7, 08 1, 50 1, 95 2, 34 2, 65 2, 57 3, 15 3, 72 4, 23 5, 00 5, 98 6, 70 7, 30 9, 40 10, 6 11, 5 12, 8 1. 85 2, 73 3, 50 4, 20 5, 62 6, 60 9, 10 10, 6 11, 9 14, 1 16, 6 18, 7 20, 9 4, 55 7, 10 11, 5 13, 3 17, 1 20, 7 23, 9 22, 7

Мощность Ро, к. Вт, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями Сечение Диаметр ремня (длина малого шкива Lр, мм) d 1, мм К (710) 40 45 50 56 63 71 Л (1600) 80 90 100 112 125 140 160 М (2240) 180 200 224 250 280 315 Скорость ремня V, м/с 5 15 1, 40 1, 55 1, 65 1, 80 1, 90 2, 00 3, 9 4, 5 5, 0 5, 5 5, 9 6, 3 6, 7 14, 5 16, 3 18, 0 19, 7 21, 0 22, 5 3, 2 3, 6 4, 0 4, 3 4, 6 4, 9 7, 9 9, 7 11, 2 12, 7 3, 9 15, 0 16, 2 30, 2 35, 8 41, 2 45, 0 50, 3 54, 3 25 4, 9 5, 3 5, 9 6, 4 6, 9 13, 0 15, 3 17, 4 19, 2 21, 2 31, 8 40, 4 49, 5 57, 0 65, 0 71, 0 35 7, 6 17, 2 20, 0 37 48 58 68

10. Определяют допускаемую мощность Рдоп. 11. Находят требуемое число ремней z. Принимается конкретное значение, большее расчетного. 12. Определяют силу предварительного натяжения одного клинового ремня, Н где f – коэффициент трения ремня по шкиву, 0, 20 -0, 45 и силу, действующую на вал Fr = 2 F 01 z sin( 1 /2), q – масса 1 м длины ремня

Минимальные значения диаметров шкивов для передач наибольших моментов Обозначение сечения ремня Вращающий момент Т 1, Н. м d 1 min, мм Нормального сечения 0 30 63 А 15… 60 90 В 50… 150 125 С 120… 600 200 Узкие УО <150 63 УА 90… 400 90 УБ 300… 2000 140 УВ >1500 224 Поликлиновые К <40 40 Л 18… 400 80 М >130 180

Значения коэффициента С Сечение ремня Z А В Ширина М при числе ремней z 1 2 3 4 5 16, 0 28, 0 40, 0 52, 0 20, 0 35, 0 50, 0 65, 0 80, 0 25, 0 44, 0 63, 0 82, 0 101, 0 Значения коэффициента СL Ремень Клиновой нормального сечения Клиновой узкого сечения и поликлиновой Lp / Lо 0, 4 0, 6 0, 8 1 1, 2 1, 4 1, 00 0, 98 0, 95 0, 92 0, 89 0, 86 1, 00 0, 97 0, 94 0, 91 0, 88 0, 84

Шкивы клиноременных и поликлиновых передач. Шкивы изготовляют из чугуна, стали, легких сплавов и неметаллических материалов. Чугун СЧ 15 и других марок применяют при скорости V 30 м/с, стальное литье — при V 45 м/с. Шкивы из алюминиевых сплавов, а также сварно-штампованные шкивы имеют минимальную массу и могут быть использованы при V 80. . . 100 м/с. Шкивы из неметаллических материалов отличаются повышенным трением. Ступица шкива может быть расположена симметрично или несимметрично относительно обода. На вал ее устанавливают с натягом. Шкивы для клиновых ремней имеют на наружном диаметре канавки по ГОСТ 20889 -88 (табл. ). Наружный диаметр шкива рассчитывают по формуле de = dp +2 b где dp - расчетный диаметр шкива, по которому определяют расчетную длину ремня; b - глубина канавки расчетной ширины (по dp).

Конструкция шкива определяется его диаметром, типом выбранного ремня и числом ремней. Шкивы диаметром dp=63. . . 100 мм выполняют монолитными, механически обработанными с выступающей односторонней ступицей или без нее (типы 1, 2, 3). Шкивы диаметром dp=80. . . 400 мм изготовляют с диском и укороченной или удлиненной ступицей (типы 4, 5, 6). Шкивы диаметром dp>180 мм выполняют со спицами (типы 7, 8, 9).

Для каждого диаметра шкива и типа используемого ремня число канавок z выбирают в зависимости от диаметра dp: Длину ступицы L назначают в зависимости от диаметра расточки шкива: Ширину шкива М и основные размеры поликлинового шкива приведены в табл. Наружный диаметр поликлинового шкива de = dp - 2 d. Ширина М (мм) клинового шкива Сечение ремня 0 А В 1 16, 0 20, 0 25, 0 Ширина М при числе ремней z 2 3 4 28, 0 40, 0 52, 0 35, 0 50, 0 65, 0 44, 0 63, 0 82, 0 5 80, 0 101, 0

Шкивы поликлиновых ремней. Размеры в мм Обозначе ние сечения ремня К Л М e h r 1 r 2 f 2 D dp 2, 4 4, 8 9, 5 h 0 3. 30 2, 53 0, 3… 0, 5 3, 5… 5, 5 5, 06 10, 37 0, 8 10, 0 1, 9 4, 8 7, 1 40… 500 6, 60 13, 05 0, 3 0, 5 1, 0 80… 800 180… 1000

Пример. Рассчитать клиноременную передачу по ранее приведенным данным 1. По табл. для T 1 = 69, 8 Н • м выбираем сечение В и определяем диаметр малого (ведущего) шкива, приняв коэффициент Кd = 3. . . 4: Согласно рекомендациям табл. , принимаем d 1 = 140 мм. 2. Диаметр большого шкива d 2= d 1 w 1/w 2= 140 152, 8/54, 2=395 мм. Принимаем d 2= 400 мм. 3. Уточняем угловую скорость тихоходного вала, принимая коэффициент скольжения = 0, 015: w 2 = d 1 w 1 (1 - )/d 2 = 140 152, 8 (1 -0, 015) / 400 52, 7 с-1. 4. Передаточное число отклонение от заданного: u = w 1 / w 2 = 152, 8 / 52, 7 = 2, 90,

5. По формуле V = w 1 d 1 /(2 • 1000) определяем скорость ремня: V = 152, 8 • 140/2000 = 10, 7 м/с. 6. Предварительное значение межосевого расстояния: amin = 0, 55(d 1 + d 2 )+h = 0, 55(140 + 400) + 11 = 308 мм где высота h сечения В принята по табл. 7. Определяем длину ремня: По табл. принимаем Lp = 1600 мм. 8. Определяем окончательное значение межосевого расстояния: где w = 0, 5 p (d 2 + d 1) = 0, 5 3, 14 (400+140) = 847, 8 мм, у = 0, 25 (d 2 -d 1)2 = 0, 25 (400 - 140)2 = 16900 мм 2.

9. По табл. интерполированием находим значение мощности Рo= 2, 81 к. Вт, определяем коэффициенты согласно указаниям: Сб = 0, 88 для угла обхвата 1 = 180 o– 57 o(d 2–d 1)/a = 180 o– 57 o(400– 140)/352=138 o; Ср=0, 9; СL = 0, 92 для Lp/Lo = 1600/2240 = 0, 71; Сz = 0, 9. Тогда допускаемая мощность на один клиновый ремень составит Pдоп= Ро·Сб·Ср·СL·Cz = 2, 81· 0, 88· 0, 92· 0, 9 =1, 84 к. Вт. 10. Находим требуемое число клиновых ремней: z = P/Pдоп = 10, 66/1, 84 =5, 8. где Р = Т 1 w 1= 69, 8 • 152, 8 = 10660 Вт = 10, 66 к. Вт. Принимаем z = 6. 11. Определяем силу предварительного натяжения одного ремня: F 01 = [780 Р СL/(V Ca Cp z)] + q V 2 = [780· 10, 66· 0, 92/(10, 7· 0, 88· 0, 9· 6)] + 0, 18· 10, 72 = 171 Н где q = 0, 18 кг/м по табл. Cила, действующая на валы: Fr= 2·F 01·z·sin( 1/2) = 2· 171· 6·sin(1380/2) = 1916 Н. 12. Ширина шкива по данным табл. М = (z-1)·e + 2·f = (6 - 1)· 19 + 2· 12, 5 = 120 мм. 13. Результаты расчета оформляют в виде табл.

Зубчато-ременные передачи Сочетают в себе достоинства ременных и цепных передач: высокую нагрузочную способность и долговечность, компактность привода и сравнительно невысокие предварительные натяжения и нагрузки на валы и опоры, стабильность передаточного числа (u 12) при высоких окружных скоростях ремня (V от 0, 5 до 80 м/с), большой диапазон передачи мощности (от 0, 2 до 500 к. Вт), высокое значение КПД ( = 0, 95… 0, 99). Промышленность выпускает ремни двух типов: с трапецеидальной формой зубьев и с полукруглым профилем. Последний обеспечивает более равномерное распределение напряжений в ремне, плавный вход зубьев в зацепление, возможность повышения нагрузок до 40%.

Зубчато-ременная передача

Основные параметры ремней с трапецеидальным профилем по ОСТ 38 -05114 Параметры Шаг зубьев ремня tp, мм Высота зуба h, мм Толщина ремня H, мм Наименьшая толщина зуба S, мм 1, 0 1, 5 Модуль ремня m, мм 2, 0 3, 14 0, 8 1, 6 1, 0 4, 71 1, 2 2, 2 1, 5 6, 28 1, 5 3, 0 1, 8 9, 42 2, 0 4, 0 3, 2 Расстояние от оси троса до впадины ремня 0, 4 , мм Диаметр троса d. T, мм Угол профиля зуба 2 , o Податливость витков каркаса ремня, 7 1. 10 -4 мм 2/Н 0, 4 0, 6 0, 36 500 8 9 14 4, 0 5, 0 7, 0 0, 8 0, 65… 0, 75 400 6 8 11 16 12, 57 15, 71 21, 99 2, 5 3, 5 6, 0 5, 0 6, 5 11. 0 4, 4 5, 0 8, 0 10, 0 31, 42 9, 0 15, 0 12, 0 Линейная плотность ремня шириной 1 мм q. 10 -3, кг/м. мм 2, 0 2, 5 3, 0 4, 0 6, 0 7, 0 8, 0 11, 0 Допускаемая удельная сила 0 доп, Н/мм 3, 0 3, 5 5, 0 9, 0 25, 0 30, 0 42, 0

Основные параметры зубчатых ремней с полукруглым профилем Модуль m, Шаг ремня мм tp, мм 3, 0 4, 0 5, 0 9, 42± 0, 05 12, 57± 0, 06 15, 71± 0, 07 Радиус Высота зуба Толщина Расстояние Податлипрофиля h, мм зуба H, мм от оси троса вость витков зуба R 1, мм до впадины каркаса d, мм 1. 10 -4, мм 2/Н 2, 5… 0, 1 4, 0… 0, 1 6, 0… 0, 2 0, 6± 0, 08 9 3, 5… 0, 1 5, 0… 0, 1 7, 5… 0, 2 0, 8± 0, 1 4 4, 5… 0, 1 6, 0… 0, 1 9, 6… 0, 2 0, 8± 0, 1 5 Значение наименьших допустимых чисел зубьев ведущего шкива z 1 в зависимости от частоты вращения n 1 и модуля m Частота вращения ведущего Модуль m, мм шкива n 1, мин-1 1, 0 750 1000 1500 3000 1, 5 и 2, 0 3, 0 4, 0 и 5, 0 7, 0 и 10, 0 13 14 15 10 11 12 12 14 16 15 18 20 22 24 26 -

Общие сведения о цепных передачах Цепные передачи, как и ременные, относятся к передачам с гибкой связью и обеспечивают передачу вращающего момента между валами, которые могут находиться на значительном (до 8 м) расстояние друг от друга. На ведущем и ведомом валах передачи устанавливают звездочки с числом зубьев z 1 и z 2, связанные бесконечной приводной цепью. Кроме этих основных элементов, большинство конструкций цепных передач имеют натяжные и смазочные устройства, картеры и ограждения. Цепные передачи работают по принципу зацепления, а не трения, как ременные. Это обеспечивает постоянство передаточного числа. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры, а также повышается КПД передачи (до 0, 98).

Схемы цепных контуров Параметры цепной передачи

Цепи по сравнению с ремнями отличаются повышенной прочностью. Это позволяет цепным передачам передавать значительно большие мощности при меньших габаритных размерах по сравнению с ременными. Наибольшее распространение цепные передачи получили для мощностей до 100 к. Вт при окружной скоростях до 15 м/с и передаточных отношений до 10. Цепные передачи выполняют как понижающими, так и повышающими (например, повышающая передача к заднему колесу велосипеда). Их широко используют в транспортных средствах (мопеды, мотоциклы), в транспортирующих машинах (конвейеры, эскалаторы), а также в сельскохозяйственном и автомобильном машиностроении. Можно встретить эти передачи в станкостроении, в пищевом, в горнорудном, нефтяном, химическом, металлургическом и других отраслях машиностроения. Основной причиной этих недостатков является то, что цепь состоит из отдельных звеньев и располагается на звездочке не по окружному, а по многоугольнику, поэтому скорость цепи неравномерна, что особенно заметно при высоких скоростях и малых числах зубьев. Пульсация скорости цепи приводит к повышенному изнашиванию шарниров звеньев (увеличению шага), что нарушает правильность зацепления. Все это приводит к увеличению шума и дополнительным динамическим нагрузкам. Для уменьшения вредного влияния динамических явлений скорость цепи в обычных передачах ограничивают значениями v 12. . . 15 м/с. Лишь в особо точных передачах с использованием короткозвенных зубчатых цепей и звездочек с достаточно большим числом зубьев (zmin 50. . . 60) можно добиться удовлетворительной работы передачи при v 25. . . 30 м/с.

Наиболее распространенные типы приводных цепей — роликовые, втулочные и зубчатые. Приводные цепи. Приводные роликовые цепи типа ПРЛ (рис. а) состоят из чередующих наружных и внутренних звеньев, имеющих относительную подвижность в одной плоскости. Пластины 5 внутренних звеньев напрессованы на концы втулок 3, а наружные пластины 1 — на ось 2, концы которой расклепаны. Для уменьшения износа шарниров на втулки 3 надеты ролики 4. Роликовые цепи выполняют с изогнутыми и прямыми пластинами (рис. б, в). Последние обладают повышенной податливостью, их принимают при динамических нагрузках (ударах, частых реверсах и т. д. ). Втулочные цепи отличаются от рассмотренных отсутствием роликов.

Зубчатые цепи (рис. а) состоят из набора рабочих пластин 1 зубчатой формы и направляющие пластины 2, предотвращения бокового смещения цепи относительно осей звездочек. Пластины соединены между собой сегментными призмами 3. Для этих пластин посередине зубчатого венца звездочки выполняют канавку. В фасонные отверстия пластин вставлены призмы 3 и 4 (рис. б) с цилиндрическими поверхностями, воспринимающими передаваемое тяговое усилие цепной передачи. Известны конструкции зубчатых цепей и с боковыми направляющими пластинами (рис. в). Работа зубчатых цепей вследствие лучших условий их зацепления с зубьями звездочек отличается повышенной плавностью и бесшумностью, что очень важно при больших скоростях. Несмотря на отмеченные положительные качества, зубчатые цепи имеют ограниченное применение. Они сложны в изготовлении и тяжелее роликовых цепей.

Конструкции звездочек Звездочки любого профиля характеризуются следующими параметрами: шагом t, измеряемым по хорде; числом зубьев z и диаметром делительной окружности d, которая проходит через центры шарниров цепи. Заметим, что у звездочек зубчатых цепей d всегда больше диаметра наружной окружности da. По конструктивному оформлению звездочки аналогичны зубчатым колесам. Основным преимуществом пластмассовых звездочек по сравнению с металлическими является уменьшение интенсивности изнашивания цепей и значительное уменьшение шума передачи. Звездочки средний и больших диаметров выполняют составными, соединения ступицы и диски сваркой (рис. д), болтами (рис. е). Пластины цепей изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей 45, 50, 40 ХН и др. и затем закаливают до твердости не менее 32 НКС. Оси, втулки и призмы обычно изготавливают из сталей 15, 15 Х, 20 Х, 12 ХНЗА и др. , цементируют и подвергают закалке до твердости не менее 45 НКС. Звездочки тихоходных слабонаружных передач изготовляют из чугуна СЧ 20 с закалкой или из других антифрикционных высокопрочных марок чугуна.

Проектирование цепных передач В многоступенчатых приводах машин цепные передачи устанавливают, как правило, на тихоходной ступени, т. е. после редуктора к ведущему валу технологической машины. Возможна установка цепной передачи и на быстроходной ступени (от электродвигателя к приемному валу передаточного механизма или машины). При этом к передаче предъявляются требования высокой работоспособности и компактности. Проектирование цепных передач обусловлено, в первую очередь, правильным выбором типоразмера цепи, ее шага t. Основным критерием работоспособности цепи является долговечность цепи, определяемая износостойкостью шарнира звена по условию допускаемых среднего давления [ ]. Долговечность приведенных цепей по изнашиванию составляет 8. . . 10 тыс. ч работы. 1. Выбирают тип цепи, определяют ее шаг t (мм): где Т 1 – вращающий момент на валу малой звездочки, Н • м; mp – число рядов цепи; Число зубьев z 1 и z 2 звездочек выбирают из условий обеспечения минимальных габаритов и более плавного хода цепи. Для обеспечения удовлетворительной работы цепи минимальное число ведущей z 1 (меньшей) звездочки рекомендуется: z 1 min 19 при vц > 2 м/с; в тихоходных передачах допускается z 1 min = 15. . . 17; в передачах с ударными нагрузками z 1 min 23.

Число зубьев ведомой звездочки z 2 = u z 1 (желательно четное число). Во избежание соскакивания цепи ограничивают z 2 120. Число зубьев звездочек выбирают из ряда: 16, 18, 20, 25, 32, 40, 50, 63, 80. Коэффициент эксплуатации Кэ = Кд Ка Кс Кg Крег где Кд - коэффициент динамичности нагрузки (при спокойной нагрузке Кд = 1, при незначительных толчках Кд = 1, 2; при резких толчках Кд = 1, 4); Ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния [Кa = 1 при а = (30. . . 50)t, Кa = 0, 8 при a = (60. . . 80)t]; Кc - коэффициент вида смазывания (при смазывании погружением Кc = 0, 8, при капельном смазывании Kc = 1, при периодическом смазывании Кc = 1, 5); Кg - коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту (при g 60° Кg = 1, при g > 60° Кg = 1, 25); Кp - коэффициент режима работы (при односменной работе Kp =1, при двухсменной Кp = 1, 25, при трехсменной Кp = 1, 5); Kрег - коэффициент способа регулирования натяжения цепи (при регулировании натяжными звездочками = 1, при периодическом регулировании Крег = 1, 15, при нерегулируемой передаче Крег = 1, 25). Значение t округляют до ближайшего стандартного 2. Рассчитанную цепь проверяют на прочность, определяя коэффициент запаса прочности где Fp - разрушающая нагрузка, Н; Ft - окружная сила, Н; К - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки (или динамический коэффициент

Fц = q v 2 — нагрузка от центробежных сил; q - масса 1 м цепи, кг; v — скорость цепи, м/с); Ff — сила от провисания цепи, Н: Ff = 9, 81 kf q a, здесь коэффициент kf = 1 + 5(90°- g)/90° (kf = 1 при вертикальном расположении передачи и kf = 6 при горизонтальном). Коэффициент S должен быть меньше нормативного значения [S]. Для уменьшения динамических нагрузок на цепь и звездочки в открытых передачах ограничивают скорость цепи: v < 7 м/с, чтобы частота вращения ведущей звездочки не превышала рекомендуемое значение: v = z 1 t n 1 (60 1000) где Z 1 – число зубьев ведущей звездочки; t – шаг цепи, мм; n 1 – частота вращения ведущей звездочки, мин-1. 3. Определяют предварительно значение межосевого расстояния а (мм), выраженное в шагах из условия: а = (30. . . 50) t при числе звеньев в цепи L = 2 a + 0, 5 z + D 2 / a , t t t где Lt = L / t – длина цепи в шагах; at = a / t; z = z 1+ z 2; D = (z 2 - z 1)(2 p). Число звеньев Lt рекомендуется принимать четным, тогда отпадает необходимость в использовании переходных звеньев, которые по прочности уступают основным.

Нормативный средний коэффициент запаса прочности [S] для приводных роликовых цепей ПРЛ и ПР (при z 1 = 17) Шаг цепи t, мм 12, 7 15, 875 19, 05 25, 4 50 7, 1 7, 2 7, 3 100 7, 3 7, 4 7, 6 Частота вращения n 1 меньшей звездочки, мин-1 200 300 400 500 600 800 7, 6 7, 9 8, 2 8, 5 8, 8 9, 4 7, 8 8, 2 8, 6 8, 9 9, 3 10, 1 8, 3 8, 9 9, 5 10, 2 10, 8 12, 0 1000 10, 8 13, 3 4. Уточняют межосевое расстояние а (мм) с четом минимального натяжения цепи, обеспечивающего наименьшую допустимую стрелу ветви. Межосевое расстояние: Минимально допустимую стрелу провисания ветви fц (мм) для горизонтальных и наклонных ( < 70°) двухзвездных передач, работающих при vц < 10 м/с, определяют по зависимости: Наибольшая допустимая стрела провисания не должна превышать значения fmax 3 fц. Поправка межосевого расстояния в сторону сближения центров для получения гарантированного провисания ветвей определяется зависимостью: = 3 fц / а

Так как холостая ветвь цепи должна свободно провисать на величину f 0, 01 a, при монтаже цепной передачи предусматривается возможность уменьшения а, т. е. значение монтажного межосевого расстояния уменьшается на 0, 2. . . 0, 4 %. 5. Определяют окружную силу Ft (Н) на звездочке, равную тяговой силе на ведущей ветви F =P/v t где Р – мощность, к. Вт; v – скорость цепи, м/с. Определяют приближенно нагрузку на валы и опоры по формуле Fr = 1, 15 Ft Проверяют износостойкость (долговечность) шарниров цепи, которая зависит от среднего давления p (МПа): p = Ft Кэ /Аоп [р], где Ft - окружная сила, H; Кэ - коэффициент эксплуатации; Аоп - проекция опорной поверхности шарнира скольжения на плоскость, проходящую через его ось, мм 2; [р] — (см. табл. ). Допускаемое среднее давление p, МПа, в шарнирах роликовых (втулочных) цепей Шаг цепи р, [р], МПа, при частоте вращения меньшей звездочки n 1, мин-1 50 200 400 600 800 1000 1200 мм 12, 7… 15, 875 35 31, 5 28, 5 26 24 22, 5 21 19, 05… 25, 4 35 30 26 23, 5 21 19 17, 5 31, 75… 38, 1 25 29 24 21 18, 5 16, 5 15 1600 18, 5 15 -

Принимают конструктивное решение по монтажу проектируемой передачи. При этом следует учитывать следующие особенности. Оптимальными расположениями цепной передачи являются горизонтальное и наклонной под углом 45° к горизонту. Ведомую ветвь цепи рекомендуется располагать внизу во избежание подхватывания ее звеньями ведущей ветвью. В процессе работы происходит изнашивание цепи, она “вытягивается” — увеличивается шаг t и стрела провисания fц. Для устранения вредного влияния вытяжки цепи и сохранения в процессе эксплуатации следует предусмотреть периодическую или непрерывную регулировку натяжения. Цепи приводные роликовые

Для этого опора одной из звездочек должна иметь возможность для перемещения, либо проектируют один из вариантов натяжного устройства. Натяжные устройства желательно устанавливать на ведомой ветви в месте ее наибольшего провисания. Звездочка натяжного устройства должна входить в зацепление не менее чем с трения звеньями цепи. Диаметр натяжной звездочки рекомендуется принимать равным или несколько большим диаметра меньшей звездочки передачи, Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, после чего два звена удаляются. Натяжные устройства

Предельные частоты вращения ведущей звездочки, мин-1 Число зубьев Значения частоты вращения звездочки n 1 пред, мин-1, при шаге цепи t, мм ведущей 12, 7 15, 875 19, 05 25, 4 31, 75 38, 1 44, 45 50, 8 звездочки z 1 20 2780 2000 1520 1000 725 540 430 350 25 2900 2070 1580 1030 750 560 445 365 30 3000 2150 1640 1070 780 580 460 375 Важнейшим условием надежной работы передачи являются параллельность валов и совмещение плоскостей звездочек. Для сопряжения звездочек с валом используют шпоночные или шлицевые соединения. Намечают конструкцию звездочек, выбирают материал и термическую обработку зубьев в соответствии с данными табл. Определяют размеры звездочек (табл. ). Материалы и термическая обработка зубьев звездочек материал Термическая Твердость Доп. контактные обработка поверхности напр-я s. Н доп, МПа Чугун Закалка, НВ 321… 429 550… 650 СЧ 24, СЧ 28 отпуск Сталь 45 Улучшение НВ 170… 210 500… 600 Сталь 45, Закалка, HRCэ 45… 50 45 Г, 50 Г отпуск Сталь 15, Цементация, HRCэ 55… 60 20, 20 Х закалка, отпуск 800… 900 930… 1030 Условия работы звездочек Ведомые звездочки с большим числом зубьев (z 2>50) при скорости V=3 м/с Ведомые звездочки с большим числом зубьев (z 2>50) при скорости до 5 м/с Ведущие и ведомые звездочки (z 1(2)<40), работающие без резких толчков и ударов Ведущие и ведомые звездочки с малым числом зубьев (z 1(2). 19)

Формулы для определения основных размеров, мм, звездочек роликовых цепей Параметры Расчетные формулы Диаметр делительной окружности Диаметр окружности выступов Диаметр окружности впадин Радиус закругления головки зуба (где d 3 - диаметр ролика) Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений Диаметр обода Радиус закругления: При шаге >35 мм При шаге 35 мм Ширина зуба звездочки: Однорядной цепи Двухрядной цепи Ширина венца двухрядной звездочки Длина ступицы (где d- диаметр вала) Диаметр ступицы (b. СТ- толщина ступицы)

Скачать презентацию Червячные передачи и передачи винт-гайка Гибкие передачи ременная

8 Передачи ч3.ppt

Количество слайдов: 99