- •1. Механічні передачі: визначення, класифікація, силові і кінематичні співвідношення
- •Коефіцієнт корисної дії передачі:
- •2. Основні відомості з геометрії зубчастих передач
- •3. Геометричний і кінематичний розрахунок циліндричної зубчастої передачі
- •4. Зубчасті передачі: види руйнування зубів
- •5. Розрахункові залежності для проектного і перевірочного розрахунків циліндричних зубчастих передач
- •Для прямозубчастих передач:
- •6. Вплив числа зубів на форму і міцність колес. Передачі зі зміщенням
- •7. Геометричні параметри і передаточне число конічної зубчастої передачі
- •8. Сили в зачепленні конічних зубчастих передач
- •9. Зубчасті редуктори: найбільш поширені схеми і їх порівняльна оцінка
- •10. Загальні відомості про планетарні і хвильові редуктори
- •11. Геометричні і кінематичні параметри черв'ячних передач
- •Кут підйому гвинтової лінії γ:
- •12. Сили в черв'ячному зачепленні. Знос зубів. Змащення
- •13. Конструкції черв'ячних редукторів
- •14. Принцип дії і класифікація фрикційних передач
- •15. Передатне відношення і діапазон регулювання варіатора
- •16. Ремінні передачі: принцип дії, оцінка і застосування
- •17. Кінематичні і геометричні параметри ремінних передач
- •18. Ланцюгові передачі: основні характеристики, конструкції приводних ланцюгів
- •У цих випадках недоцільно застосовувати однорядні важкі ланцюги з великим кроком через великі динамічні навантаження.
- •19. Класифікація валів і осей. Конструкції. Матеріали
- •20. Проектний і перевірочний розрахунок валів
- •21. Основні типи підшипників ковзання, їхні параметри і матеріали
- •22. Тертя і змащення підшипників ковзання
- •23. Конструкція підшипників котіння. Система умовних позначок
- •24. Розрахунок підшипників котіння на довговічність і підбор їх за стандартом
- •25. Класифікація муфт для з'єднання валів. Підбирання муфт
- •26. Конструктивні виконання, схеми технічного розрахунку циліндричних гвинтових пружин розтягу і стиску
- •27. Види зварених з'єднань деталей і типи зварених швів
- •28. Види заклепок і заклепувальних з'єднань деталей
- •29. Нарізні з'єднання: нарізь, типи кріпильних деталей; основи розрахунку
- •30. Шпонкові і зубчасті (шліцеві) з'єднання: типи, оцінка з'єднань, розрахунок за напруженнями зминання
- •Література
15. Передатне відношення і діапазон регулювання варіатора
У зв'язку з прослизанням веденого колеса його обводова швидкість υ2 трохи менше обводової швидкості υ1 ведучого. Залежність між цими швидкостями визначається формулою:
υ2 = ζυ1, (а)
де ζ, - коефіцієнт, що враховує пружне ковзання колес при деформації в тангенціальному напрямку, що змінюється від 0,995 для передач, які працюють всуху, до 0,95 для варіаторів, що працюють в мастилі при значних передатних відносинах:
i = ω1 / ω2 = d2 /( d1ζ ) (б)
де d1 і ω1 - діаметр і кутова швидкість ведучого колеса; d2 і ω2 - діаметр і кутова швидкість веденого колеса; для конічної фрикційної передачі; d1 і d2 — середні діаметри колес.
Таким чином, передатне відношення i фрикційної передачі з умовно постійним передатним відношенням відповідно до формул (б):
i = ω1/ω2 = n1/n2 = d2/(d1 ζ) = T2/(T1η), (15.1)
де η – к. к. д. передачі; у залежності від виду передачі η =0,7...0,95. Для конічної фрикційної передачі з кутом взаємного розташування валів, рівним 90° (див. рисунок 14.2,б):
i = sinα2/(ζsinα1) = ctgα1/ζ = tgα2/ζ , (15.2)
де α1 і α2 – кути нахилу утворюючої конічної поверхні відповідно ведучого і веденого колес.
У тих випадках, коли коефіцієнт ζ, близький до одиниці, як, наприклад, для передач з постійним передатним відношенням, що працюють всуху, замість формул (15.1) і (15.2) можна користатися формулами
i = ω1/ω2 = n1/n2 = d2/d1 = T2/(T1η) ; (15.3)
i = sinα2/sinα1 = ctgα1 = tgα2 . (15.4)
У силових передачах i 10, а в приладах з ручним приводом i 25.
При розрахунках варіаторів у формулі (15.3) замість відношення діаметрів колес d2/d1 приймають відношення їхніх радіусів r2/r1. Таким чином, передатне відношення варіатора :
i = ω1/ω2 = n1/n2 =r2/(r1ζ ) (15.5)
П ередатне відношення варіатора змінюється від мінімального imin до максимального imax значення.
Відношення максимальної кутової швидкості веденого колеса варіатора ω2max до мінімальної кутової швидкості ω2min називають діапазоном регулювання Д:
Д = ω2max /ω2min . (15.6)
Передатні відносини imin і imax і діапазон регулювання Д визначають у такий спосіб. Для простих варіаторів без проміжної ланки, у яких радіус ведучого колеса залишається постійним, а радіус веденого колеса змінюється в межах r2min і r2max (рисунок 15.4):
imax = ω1/ω2min = n1/n2min =r2max/(r1ζ ); (15.7)
imin = ω1/ω2max = n1/n2max =r2min/(r1ζ ); (15.8)
Д = ω2max/ω2min = n1max/n2min =r2max/r2min . (15.9)
Для здвоєних варіаторів із проміжною ланкою (див. рисунок 15.2) при одночасній і симетричній зміні радіусів r1 ведучого і r2 ведених колес:
imax = ω1/ω2min = n1/n2min =r2max/(r1minζ ); (15.10)
imin = ω1/ω2max = n1/n2max =r2min/(rmax1ζ ); (15.11)
Д = ω2max/ω2min = n1max/n2min = r2max/r2min . (15.12)
Діапазон регулювання в простих варіаторах Д 4, у здвоєних Д 16, а частіше Д 8. Зі збільшенням діапазону регулювання значно знижуються к. к. д. і гранична потужність, що може передати варіатор при малих кутових швидкостях веденого вала.
Для передачі обводової сили Ft колеса фрикційної передачі повинні бути притиснуті один до одного із силою (дивись рисунок 14.1)
F=βFt /f, (15.13)
де β – коефіцієнт запасу зчеплення коліс; у силових передачах машин β = 1,25...1,5, у передачах приладів β = 2,5...3; f – коефіцієнт тертя між колесами, прийнятий для сталі в мастилі f = 0,04...0,05, для сталі по сталі чи чавуну всуху f = 0,15...0,2, для сталі по текстоліті всуху f = 0,2...0,3.
Сили F1 і F2, що діють на вали конічної фрикційної передачі з кутом взаємного розташування валів, рівним 90° (дивись рисунок 14.1, б),
F1 = Fsinα1; (15.14)
F2 =Fsinα2, (15.15)
де кути α1 і α2 визначають за формулами (15.2) чи (15.4).