МЕХАНИКА (1)

У

Т

Н

Б

й

и

Рис. 22.3. Усилия в че вячной передаче

о

Расчет зубьев колес на вын сливость при изгибе. Витки чер-

т

вяка на прочность не рассчи рывают, так как его материал значи-

тельно прочнее

материала

к леса. При расчете используются те же

соотношения, что

при расче е косозубых колес.

з

Ft 2

о

σF

0, 7YF

σFP ,

b2mn

п

где YF

– к эффициент формы зуба;

асчет

mn

m cos γ – модуль зацепления в нормальном сечении.

Р

на контактную выносливость и заедание.

Расч т передач

передач обычно выполняют по контактным напряжениям, а

допускаемые напряжения

устанавливают на основе эксперимен-

тальных исследований и эксплуатации такими, чтобы исключить заедание зубьев. Условие прочностной надежности передачи имеет обычный вид;

σH σHP .

211

Тепловой расчет и охлаждение червячных передач. Червяч-

ные передачи работают с большим выделением теплоты. В результате температура масла в ванне агрегата (редуктора) может достигнуть предельного значения (75–95 °С) и передача потеряет работоспособность из-за заедания.

Для предотвращения чрезмерного нагрева масла проводят расчет червячного редуктора на нагрев.

Уравнение теплового баланса для червячной передачи, работа-

ющей в закрытом корпусе в непрерывном режиме без охлаждения,

можно записать в виде

У

1000 1

η P

K t

t A 1 ψ ,

Т(22.1)

1

T

0

Б

где η – КПД передачи;

Н

P – передаваемая мощность, кВт;

й

1

K

T

= 8–17,5 Вт/(м2∙°С) – коэффициент теплопередачи корпуса

чая 70 % площади поверхн с иребери бобышек, м2;

(большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха);

t и t0 – соответственно темпе ату а масла и окружающего возду-

ха, °С;

о

и

А – площадь свободн й п ве хности охлаждения корпуса, вклю-

т

го соотн шения учи

ывающий теплоотвод в раму или плиту (ра-

ψ

– коэффициент,

з

w

вен 0,3 при прилеган основания корпуса по большой поверхности).

Площадь свободной поверхности можно найти из приближенно-

где aw

– межосевое расстояние передачи, мм.

п

A

20a1,7 ,

зывает

Произв дение в левой части равенства (22.1) равно количеству

т плоты, выделяемой передачей. Правая часть этого равенства пока-

количество теплоты, отводимой через поверхность корпуса.

Если охлаждение вентилятором недостаточно эффективно, то

Рследует применить водяное охлаждение или увеличить размеры ре-

дуктора.

212

ГЛАВА 23. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

23.1. Общие сведения. Ремни. Шкивы

Ременная передача обычно состоит из двух шкивов 1 и 2, со-

единенных между собой ремнем 3, и натяжного устройства 4,

создающего контактные давления между ремнем и шкивами и обес-

печивающего за счет сил трения передачу энергии. Чаще всего

начальное натяжение создается при монтаже передачи (без натяж-

ного устройства) (рис. 23.1, а).

У

Т

Н

Б

й

б

г

в

и

р

а

. 23.1. Ременные передачи

о

т

Обычно с помощью ремня передают движение между парал-

лельными валами, вращающимися в одну сторону.

Рис

кругло- и клино-

По ф рме сечения ремней различают плоско-,

з

ременные ередачи (рис. 23.1, б, в, г).

Основные д ст инства передач: простота конструкции, сравни-

о

т льно малая стоимость, способность передавать вращательное

движпна большие расстояния и работать с высокими скоростя-

ми, плавность работы и малый шум, малая чувствительность к

толчкамние, ударам и перегрузкам, отсутствие смазочной системы.

Основные недостатки: невысокая долговечность ремня, боль-

Ршие радиальные габариты, значительные нагрузки на валы и опоры,

непостоянство передаточного отношения.

Передача используется как понижающая частоту вращения. Передаваемая мощность – до 50 кВт, окружная скорость – до 50 м/с,

213

максимальное передаточное отношение 6 для передач без натяжного ролика и 10 для передач с натяжным роликом; допускаемая кратковременная перегрузка до 300 %.

Ременную передачу применяют обычно в качестве быстроходной ступени привода, устанавливая ведущий шкив на вал двигателя. В этом случае ее габариты и масса оказываются сравнительно небольшими.

Конструкции ремней и шкивов. Ремни должны обладать до-

статочно высокой прочностью при действии переменных нагрузок,

							Н
иметь большой коэффициент трения в контакте со шкивом иУвысо-
кую износостойкость.
Плоские ремни имеют прямоугольное сечение (см. рисТ. 23.1, б,
23.2) и малую толщину. Их получают путем соединения (склеива-
нием, сшиванием) концов полос ткани (прорезиненной, хлопчато-
						й
бумажной, шерстяной, капроновой и др.), кожи и синтетических
материалов.					и		Б
				р
			о
		толщиной
		з	т23.2. Конструкция плоского ремня
		Р с.
этого	олиамида, совмещенного с нитрильным каучуком. Растя-
Ремни тканые				0,5 и 0,7 мм изготовляют из мешковых
п
капроновых тканей просвечивающего переплетения. Их пропиты-
вают раств р м п лиамида С-6 и покрывают пленкой на основе
же			0
гивающую нагрузку в таких ремнях передают уточные нити ткани.
Модуль упругости ремней Е = 1200–1370 МПа, напряжение началь-
ного натяжения ветвей σ = 5–10 МПа.
емни кордошнуровые прорезиненные выполняют с анидным
Ркордшнуром диаметром 1,1 мм, который располагают в слое резины
по винтовой линии.			Для обеспечения прочности конструкции на

наружной и внутренней поверхностях ремня имеется ткань ОТ-40. Ремни применяют при окружной скорости до 35 м/с.

214

В промышленности применяют синтетические ремни фирмы «Хаба-сит» (Швейцария) толщиной 0,7–2,8 мм со склеенным стыком. По сравнению с ткаными эти ремни имеют большую (в три раза) прочность и допускают скорость до 100 м/с.

Плоские ремни из синтетических материалов получают преимущественное распространение в высокоскоростных приводах благодаря высокой прочности и большой долговечности (напряжения изгиба в тонких ремнях невелики), хорошему сцеплению ремня со шкивом (коэффициент трения f = 0,5–0,6) и высокой тяговой спо-

собности, а также высокой точности вращения.

Н

У

Круглые ремни (кожаные, капроновые и др.) применяют в маши-

нах малой мощности (швейных и бытовых машинах, настольныхТ

станках и др.) (рис. 23.1, в).

Клиновые ремни в настоящее время используются наиболее ши-

й

роко. Они обеспечивают передачам большую тяговую способность

и меньшие габариты по сравнении с плоскоременнымиБ

передачами,

именяться

могут передавать вращение на несколько валов одновременно, до-

р

пускают передаточное отношен е i = 6–8 без натяжного ролика.

Однако они менее быстроходны (ско ость до 30 м/с), имеют более

могут

низкий КПД (на 1–2 %) и

п

лишь как открытые.

т

и

з

о

п

а

б

е

Рис. 23.3. Конструкции клиновых ремней

Клиновые ремни изготовляют бесконечными, слойной конструк-

Рции (рис. 23.3, а, б), имеющей несущий кордовый слой 1 (работает

на растяжение), резиновый или резинотканевый слой 3 и обертку из прорезиненной ткани 2. Несущий слой на основе материалов из химических волокон (капрона, лавсана, вискозы, анида располагают в

215

продольном направлении ремня на нейтральной поверхности для разгрузки его от напряжений изгиба.

Модуль упругости прочных химических волокон и несущего слоя существенно выше модуля упругости резины, поэтому этот слой воспринимает основную часть нагрузки.

Резиновые слои (подушки), расположенные над несущим слоем (в зоне растяжения) и под ним (в зоне сжатия), обеспечивают ремнюУ требуемую форму и демпфирующие свойства. Обертка из прорезиненной ткани придает ремню каркасность, предохраняет внутренние элементы от внешних воздействий и повышает износостойкость.

Клиновые ремни выполняют с углом клина φ = 40° и отношением
				Т
большего основания трапециевидного сечения к высоте b / h 1,6
			Н
		Б
(нормальные ремни) и b / h 1, 2 (узкие ремни). Размеры поперечно-
го сечения (обозначаются О, А, Б, В, Г, Д, Е по мере увеличения
плоской
площади) и длина нормальных ремней определены ГОСТ 1284–80.
ками
Получили распространение поликлиновые ремни (рис. 23.4) с
высокопрочным полиэфирным кордом в			части, также рабо-
даря
тающие на шкиве с клиновыми канав	.	Рекомендуемое число

ребер – от 2 до 20, допускаемое – 50. При одинаковой мощности
передаче, большая быс роходностьменьшего (до 40–50 м/с) и большие пере-
ширина такого ремня в 1,5–2						аза меньше ширины комплекта
обычных клиновых ремней. Благ						высокой гибкости допуска-
ется применение					вов	диаметра, чем в клиноременной
				шки
			з
даточные отношен я (тдо 15).
		о
	п
е
Р

Рис. 23.4. Поликлиновый ремень

216

Шкивы. Их конструктивные формы определяются преимущественно их размерами (обычно наружным диаметром), типом передачи, видом производства (единичное, серийное, массовое), возможностями предприятия-изготовителя.

Шкивы большого диаметра для облегчения выполняют с углуб-

лениями и отверстиями, а		также с		четырьмя–шестью спицами
(рис. 23.5). Такие шкивы условно состоят из трех частей: обода (1) –
						Т
части шкива, несущей ремень; ступицы (2) – части шкива, с помо-
щью которой его соединяют с валом; спиц (3) (или диска), свя-
зывающих обод со ступицей.					Н		У
					Б
				й
			и
		р
	о
	т
	Р с. 23.5. Конструкция шкивов
Шкивы и г т ивляют из чугуна марок СЧ 10 и СЧ 15, легких
	п
сплавов и пластмассзпри работе передачи с небольшими скоростями
и из сталей (25Л, 15 и др.) при окружных скоростях свыше 30 м/с.
Особ нности монтажа и эксплуатации передач.						Начальное
натяж ние оказывает существенное влияние на работоспособность
Р
п р дач, поэтому его необходимо контролировать. Обычно кон-
трольеначального натяжения осуществляют путем прикладывания
небольшой поперечной нагрузки (например, груза с силой тяжести
Fg = 10–50 Н) посередине ветви и измерения стрелы f провисания
ремня под грузом. В этом		случае		сила начального		натяжения

F0 0,5Fgl* / f ( l* – половина свободной длины ветви).

217

23.2. Скольжение ремня

Кинематические и геометрические параметры передачи.

Движение ремня по шкиву сопровождается упругим скольжением. Причину этого явления можно понять из рассмотрения деформа-

ции упругого ремня на заторможенном шкиве. Предположим, что к обоим концам ремня подвешены одинаковые грузы, создающие в

F1

Т

ремне силы F1 (рис. 23.6, а). В результате между шкивом и ремнем

возникнут

некоторые контактные давления,

а спадающие ветви

ремня получат относительные удлинения

Н

У

ε1

,

Б

E A

й

где Е ∙ A – жесткость сечения ремня при растяжении.

и

р

о

т

и

а

б

з

о

п

е

Рис. 23.6. Схемы деформаций ремня на шкиве

Р

Если теперь на одном конце, например, правом, несколько

уменьшить

груз

и тем самым силу в ветви до

значения F2

(рис. 23.6, б), то

относительное удлинение правого

конца умень-

шится до значения ε2

F2

, а относительное удлинение левого

E A

конца останется

прежним.

Относительное

сокращение длины

218

( ε1 ε2 ) элемента правой спадающей ветви распространится вдоль

ремня по дуге обхвата от точки С к точке А, вызывая скольжение ремня по шкиву справа налево. Так как ремень прижат к шкиву, то

скольжение вызовет силы трения qf, направленные навстречу отно-

сительному скольжению. Скольжение ремня и изменение деформа-

У

ций прекратятся в некоторой точке В дуги обхвата. Ее положение

можно определить из равенства разности сил F1

и F2 суммарной си-

Т

ле трения. На дуге ВА ремень будет находиться в покое. Сумма

длин дуг АВ и ВС равна длине дуги обхвата шкива ремнем (АС),

Н

определяемой углом обхвата α. Угол αc , соответствующий дуге

ВС, называют углом скольжения. По мере уменьшения силы F2

Б

(или увеличения силы F1) дуга упругого скольжения растет за счет

уменьшения дуги покоя. Так как скольжение ремня связано с его

упругими свойствами, то его называют упругим.

й2T

Полезная нагрузка (окружная сила) Ft

передачи, развиваемая в

и1

основном за счет сил трения на дуге скольжения:

р

1

F

F

F

,

о

2

t

1

d

т

где F1

– сила натяжения ведущей ветви, набегающей на ведущий

шкив;

и

F2

– сила натяжен я ведомой ветви, сбегающей с ведущего

шкива;

з

о

T1 – вращающий момент;

d1

– диаметр ведущего шкива.

п

Пол жение т чки В на шкиве также зависит от нагрузки и усло-

трения1

вий

.

Кин матика передачи. При вращении ведущего шкива с угло-

Р

вой скоростью ω1

его окружная скорость

0,5ω1d1 1 (здесь

– скорость ведущей ветви ремня). В результате упругого сколь-

жения ремень сбегает с ведущего шкива в точке С со скоростью

2

1 . Коэффициент упругого скольжения

ε

1 2

1

2

1

ω2d2

,

1

1

ω1d1

219

где ω2 и d2 – угловая скорость и диаметр ведомого шкива. Передаточное отношение

i

ω1

d2

.

ω2

d1

1

ε

В расчетах на основании экспериментов принимают ε = 0,01 –

Т

для плоскоременных передач; ε = 0,015–0,020 – для клиноременных

передач.

Н

Основные геометрические параметры. Минимальное межосеУ-

вое расстояние в плоскоременных передачах

Б

amin

1,5 – 2

d1

d2 .

й

В клиноременных передачах (на основании практики)

и

amin

0,55

d1

d2

h,

расстоян

а максимальное межосевое

е

о

a и угле обхвата α определяется

тельном) межосевом расстоянии

amax

1,5 2

d1

d2 .

и

Требуемая дл на ремня для передачи при заданном (или жела-

з

прямол

нейных участков и дуг обхвата:

как сумма

π d1

d2

d2

2

l

2a

d1

.

Р

2

4a

a

Уголпобхвата меньшего шкива

е

d

2

d

2

α1 180

1

57 .

220