33. Кинематика ременной передачи.

Окружные скорости на шкивах (м/с):

V₁ = πd₁n₁/60 (ведущий шкив)

V₂ = πd₂n₂/60 (ведомый шкив)

Окружная скорость на ведомом шкиве V₂ меньше скорости на ведущем V₁ вследствие скольжения. Условие скольжения: V₂<V₁: V₂ = V₁(1-ε)

ε – коэффициент скольжения, έ = 0,01…0,02

Передаточное отношение:

U = ω₁/ω₂ = n₁/n₂ = d₂/(d₁(1-ε)) ~ d₂/d₁

34. Характеристика сил в ременной передаче.

При работающей передаче T₁ 0,ω₁ 0.

F_1,2 – силы натяжения, соответственно, в ведущей и в ведомой ветвях передачи.

Окружная сила на шкивах: F_t = 2T₁/d₁

F_t = F₁-F₂: окружная сила равна разности натяжений ветвей ремня.

Для нормальной работы необходимо обеспечить предварительное натяжение ремня F₀ = Aσ₀, где A – площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи или площадь поперечного сечения всех ремней клиноременной передачи; σ₀ – нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня. С ростом F₀ нагрузочная способность передачи увеличивается.

F₁ = F₀+F_t/2

F₂ = F₀-F_t/2

Передаваемая нагрузка F_t зависит от силы трения между ремнем и шкивом. Эту связь при максимальном значении F_t, исключающим пробуксовки, определяют по формуле Эйлера:

F₁/F₂ = e^fα

f – коэффициент трения

α – угол обхвата ремнем малого шкива

F₁ = F_t*e^fα/e^fα-1

F₂ = F_t*1/ e^fα-1

F₀ = (F_t/2)*[(e^fα+1)/(e^fα-1)]

Если F₀ < (F_t/2)*[(e^fα+1)/(e^fα-1)], то начнется пробуксовка.

Кроме отмеченных сил, в ременной передаче действует сила натяжения от действия центробежных сил. F = ρAV²

ρ – плотность материала ремня

А – площадь поперечного сечения ремня

V – линейная (окружная) скорость

35. Ременные передачи: напряжения в ремне и их характеристики.

Нормальное напряжение от окружной силы F_t: σ_t = F_t/A, A – площадь сечения ремня.

Нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня: σ₀ = F₀/A.

Нормальные напряжения в ведущей и ведомой ветвях: σ₁ = F₁/A; σ₂ = F₂/A. F_1,2 – силы натяжения, соответственно, в ведущей и в ведомой ветвях передачи. Наибольшие напряжения возникают в ведущей ветви ремня.

F₀ – сила предварительного натяжения ремня.

F_t – окружная сила.

Максимальные суммарные напряжения возникают на дуге сцепления ремня с малым (ведущим) шкивом.

σ_max = σ₁+σ_изгиба+σ_V <= [σ]

[σ] = 8-10 МПа

σ₁ – нормальное напряжение в ведущей ветви.

σ_изгиба – напряжение изгиба

σ_V - напряжение от действия центробежных сил

Эти напряжения (σ₁, σ_изгиба, σ_V) используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.

36. Зубчатые передачи: классификация, основные кинематические соотношения.

Зубчатая передача – передача, в которой движение между зубчатыми колесами передается с помощью последовательно зацепляющихся зубьев.

Классификация зубчатых передач.

1. по расположению осей валов

а) передачи между параллельными валами осуществляются цилиндрическими колесами с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Существуют передачи внешнего зацепления (прямозубые, косозубые, шевронные) и передачи внутреннего зацепления (прямозубая).

б) передачи между валами с пересекающимися осями осуществляются коническими колесами с прямыми и круговыми зубьями, реже с тангенциальными зубьями.

в) зубчатые передачи для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот осуществляются цилиндрическими колесом и рейкой.

г) для валов с перекрещивающимися осями применяют зубчато-винтовые, гипоидные и червячные передачи.

2.

а) закрытые (в корпусе и в масляной ванне)

б) открытые

3.

а) предназначенные для понижения угловой скорости (редукторы)

б) предназначенные для повышения угловой скорости (мультипликаторы)

Достоинства зубчатых передач.

1) КПД = 0,98

2) постоянство передаточного числа из-за отсутствия проскальзывания

3) большая надежность в работе

Недостатки зубчатых передач.

1) требования высокой точности изготовления

2) шум при работе со значительными скоростями

3) ограниченность ряда передаточных чисел, вследствие того, что число зубьев – целое.

4) передача не предохраняет механизм от перегрузки.

Меньшее колесо (ведущее) – шестерня.

Большее колесо (ведомое) – колесо

Профили зубьев:

1) циклоидальный

2) дуговой

3) эвольвентный (наиболее применяющийся)

Основные кинематические соотношения.

Зубчатая передача состоит из двух колес z₁ и z₂, расположенных на валах. Основными характеристиками передачи являются мощности на валах P₁ и P₂ в кВт, угловые скорости ω₁ и ω₂ в с^-1 (или частоты вращения n₁ и n₂ в мин^-1), окружная скорость на делительном целиндре V в м/с, вращающие моменты T₁ и T₂ в Н*м, передаточное отношение U и коэффициент полезного действия η.

U = ω₁/ω₂ = n₁/n₂ = d₂/d₁ = z₂/z₁; z_i – число зубьев.

U > 1 – понижающая передача

U < 1 – повышающая передача