пик2 (1061133), страница 2
Текст из файла (страница 2)
Согласно методике расчета на прочность цилиндрических, эвольвентных зубчатых передач ГОСТ 21354-75 коэффициент нагрузки зубчатой передачи К3 зависит от расположения и относительной ширины зубчатых колес, их точности изготовления и окружной скорости. С ростом окружной скорости коэффициент К3 растет. Коэффициент запаса сцепления для фрикционных передач Кф зависит от характера передаваемой нагрузки. При спокойной нагрузке величина его не превышает 1,25...1,35. Для правильно спроектированной фрикционной передачи, у которой оси сателлитов имеют свободу радиальных перемещений, концентрация нагрузки практически не возникает, так как рабочие тела будут занимать такое положение, которое соответствует равномерному распределению усилий по их длине.
Величина коэффициента трения скольжения зависит от условий в контакте рабочих тел. При смазке обычными маслами допускают f = 0,06 ... 0,08, для сухих катков — f = 0,13...0,20. Для фрикционных передач в настоящее время разработаны специальные фрикционные смазки, при которых коэффициент трения скольжения равен f = 0,08...0,15.
На рис.2 дано графическое представление уравнения (5). При этом принято К3 = 1,5 Кф, что соответствует передачам окружной скоростью, большей 30 м/с, и средней относительной шириной зубчатых колес. Также принято, что зубчатая передача имеет стандартный угол зацепления α = 20° и угол наклона зубьев β = 20°.
Отношения допускаемых контактных напряжений 
= 1,0; 1,5; 2, что соответствует принимаемым уровням допускаемых напряжений рассматриваемых передач. Так, согласно ГОСТ 21354-75, для зубчатых передач из легированных цементируемых и закаленных сталей по опыту эксплуатации можно принять [
]з = 1000...1200МПа. А для фрикционных передач по опыту эксплуатации роликовых подшипников допускаемые напряжения будут [ ]ф = 2000...2500МПа. Таким образом, допускаемые напряжения для фрикционных передач могут быть назначены в 2 — 2,5 раза выше, чем для зубчатых передач.
Из графика рис.2 следует, что при отношении допускаемых напряжений =1,5 несущая способность фрикционных передач при f > 0,09 становится больше, чем зубчатых. С повышением этого отношения значительное преимущество фрикционных передач имеет место на всем диапазоне возможного существования как для передач с низкими, так и с высокими коэффициентами трения скольжения. Таким образом, фрикционные передачи при определенных условиях имеют преимущества по несущей способности. Следовательно, рациональные конструкции фрикционных передач при прочих равных условиях будут иметь меньшие габариты и массу по сравнению с зубчатыми передачами.
Анализ результатов теоретических и экспериментальных наследований, выполненных в ВВИА и в других организациях, позволяет сделать следующие выводы, характеризующие фрикционные передачи:
1) В качестве мощных силовых приводов могут найти промышленное применение лишь фрикционные передачи с замкнутыми нормальными сипами, в которых силы прижатия рабочих тел не воспринимаются валами и подшипниками. Только в этом случае могут быть применены фрикционные тела из стали с высокой твердостью рабочих поверхностей, обеспечивающие фрикционным передачам наибольшую несущую способность.
2) Фрикционные передачи по условиям в контакте, характеризуемом чистым качением рабочих тел, практически не имеют ограничений по скорости. С применением стальных рабочих тел, допускающих высокие контактные напряжения, фрикционные передачи не имеют ограничений и по передаваемой нагрузке.
3) Фрикционные передачи по нагрузочной способности не уступают зубчатым передачам. Наоборот, их нагрузочная способность при определенных выполнимых условиях может быть существенно выше, чем у зубчатых передач. Кроме того, фрикционные передачи имеют большие резервы дальнейшего повышения нагрузочной способности, чем зубчатые, за счет повышения "сцепления" в контакте рабочих тел с применением фрикционных смазок или фрикционных материалов при работе без смазки.
4) Потери во фрикционных передачах со стальными рабочими телами, складывающиеся из потерь от качения в контакте и потерь в подшипниках, существенно меньше, чем в зубчатых передачах. Незначительные потери при качении рабочих тел обусловливают их ничтожный износ и малый нагрев, большую долговечность и высокий к.п.д. Более высокий КПД позволяет в ряде случаев отказаться от масляной системы охлаждения для фрикционных передач.
5) Наличие качения рабочих тел и отсутствие взаимодействия элементов переменной жесткости — зубьев, являющихся источником динамических нагрузок, вибраций и шума, делают фрикционные передачи вибронеактивными. По равномерности движения, уровню вибраций и шума характеристики фрикционных передач стоят на порядок выше зубчатых передач. При постоянном прижатии и чистом качении рабочих, тел источники вибрации ничтожно малы по сравнению с таковыми в зубчатых передачах. Поскольку рабочие тела во фрикционных передачах всегда прижаты с большим усилием, то их виброактивность в принципе должна быть даже меньшей, чем в подшипниках качения.
6) Фрикционные передачи более надежны в эксплуатации, так как их рабочие тела не содержат элементов (зубьев), поломка которых выводит передачу из строя. При перегрузках может быть лишь повреждение рабочей поверхности фрикционных катков, при котором передача остается работоспособной. В этом случае лишь несколько повышается уровень шума и падает к.п.д.
7) Фрикционные передачи, имеющие цилиндрическую форму тел качения, характеризуются простотой изготовления рабочих тел и в несколько раз меньшей стоимостью их изготовления, для рабочих тел фрикционных передач много проще использовать передовую технологию изготовления путем применения давления (методом пластических деформаций).
Кроме отмеченных достоинств, фрикционный передачи имеют недостаток, ограничивающий область их применения. Этот недостаток заключается в изменении передаточного числа вследствие упругого скольжения при относительном качении рабочих тел вследствие упругого скольжений имеется уменьшение передаточного числа от его среднего значения, которое для стальных рабочих тел не превышает 0,02%. Наличие упругого скольжения не позволяет применить передачи в тех случаях, когда необходимо сохранение передаточного числа. Однако для подавляющего большинства силовых приводов, в том числе авиационных, корабельных и других, не требуется сохранение среднего передаточного числа и поэтому фрикционные передачи могут применяться весьма широко.
Отмеченные выше преимущества фрикционных передач являются достаточно существенными. Реализация их в промышленности позволит значительно поднять технико-экономические характеристики приводов. Все это говорит о необходимости проведения дальнейших исследований в области фрикционных передач и выполнения серьёзных опытно-конструкторских работ в этой области.
Фрикционные передачи с цилиндрическими рабочими телами
В начале пятидесятых годов в ВВИА имени проф. Жуковского были начаты экспериментальные исследования фрикционных передач. Для этого по схеме рис.1 была сконструирована и экспериментально исследована соосная фрикционная передача, устройство которой показано на рис. 3. Рабочий поясок ведущего валика 2 соприкасается с тремя сателлитами 4, выполненными за одно целое с осью. Оси сателлитов на шариковых подшипниках помещаются в корпусе подшипников 3, имеющем цилиндрическую форму с двумя диаметрально противоположными плоскими параллельным гранями. Корпус подшипников плоскими гранями входит в радиальные окна водила 1, расположенные под углом 180°. Для самих сателлитов в водиле также предусмотрены соответствующие окна. Благодаря такому устройству сателлиты имеют возможность радиальных перемещений относительно водила, что обеспечивает равномерное распределение нагрузки по сателлитам при разгруженных от сил прижатия подшипниках.
Работа фрикционной передачи в значительной степени зависит от точности расположения осей сателлитов, валика 2 и гильзы 5. Если оси указанных элементов будут непараллельны, то в результате переноса может появиться скольжение на площадках соприкасания рабочих тел. Следовательно, возрастут потери и износ рабочих тел, появятся осевые силы на рабочих телах. Как следует из конструкции передачи, перекос осей сателлитов зависит от точности изготовления окон водила, в которых помещаются корпуса подшипников, и от точности самих корпусов подшипников. Окна водила должны быть выполнены так, чтобы их оси были параллельны оси водила. А параллельные плоские грани на корпусах подшипников должны быть параллельны и симметричны оси корпуса. Только при указанных условиях погрешности в положениях осей сателлитов и водила могут быть несущественными, а скольжение за счет перекоса незначительным.
Рис.3. Экспериментальная планетарная фрикционная передача.
Параллельность оси валика 2 относительно водила 1 в данной конструкции обеспечивается тем, что валик 2 центрирован относительно водила 1 на подшипниках, водило 1 установлено в станине редуктора 12 на шарикоподшипниках. Параллельность оси гильзы 5 в данной конструкции обеспечивается ее самоустановкой относительно сателлитов 4. Для этого корпус 11, в котором закреплена гильза 5, зафиксирован относительно станины 12 с помощью трех винтов 8. Фиксирующие концы винтов 8 входят в отверстия корпуса 11 с зазорами. Отверстия больше по диаметру, чем винты 8. Это позволяет корпусу 11 вместе с гильзой 5 автоматически занимать правильное положение относительно рабочих поверхностей сателлитов 4. Свободная подвеска корпуса 11 преследует также цель самоустановки гильзы 5 для компенсации разноразмерности сателлитов.
Создание сил прижатия на площадках касания рабочих тел осуществляется следующим образом. Внешнее охватывающее колесо выполнено в виде гильзы 5, помещенной в разрезном кольце 6 с наружными конусными поверхностями, на которые посажены два сплошных конусных кольца 7. Конусные кольца 7 расположены в корпусе 11 и зафиксированы от проворачивания цилиндрической шпонкой (на чертеже не показана). Для прижатия рабочих тел необходимо затянуть гайку 10, поджимающую кольца 7, которые через разрезное кольцо 6 деформируют гильзу 5 в сторону уменьшения ее диаметра.
Передаточное число фрикционного редуктора u = 6, при этом диаметр рабочих поверхностей ведущего валика 2 равен 15 мм, сателлитов 4-30 мм, гильзы 5-75 мм. Все рабочие тела выполнены из стали ШХ-15 с объемной закалкой до твердости HRC 58...62.
На изготовленном в академии фрикционном редукторе указанной конструкции были проведены экспериментальные исследования. Экспериментальная установка включала электродвигатель постоянного тока, описанную выше фрикционную передачу и тормоз электромагнитного типа. Для определения реактивных моментов на двигателе и тормозе использовались рычажные весы. Дня определения упругого скольжения производилась запись действительных чисел оборотов двигателя и тормоза с помощью шлейфового осциллографа.
С целью проведения испытаний при возможно большей частоте вращения, фрикционная передача была включена в силовую цепь как мультипликатор. Это решение было вызвано отсутствием высокооборотного двигателя и выбором электромагнитного тормоза. Испытания проводились при частоте вращения на выходе из передачи 6000...9000 об/мин. Кратковременно передача испытывалась при частоте вращения на выходе 12000... 15000 об/мин. Кратковременность испытаний на этих режимах объясняется отсутствием высокооборотных подшипников.
Испытания проводились как при смазке поверхностей рабочих тел, так и без смазки их. При работе без смазки рабочих тел подшипники смазывались пластичной смазкой, для удержания которой в конструкции предусмотрены лабиринтные уплотнения.
Испытания дали положительные результаты. Нагрузочная способность такой фрикционной передачи, согласно стендовым испытаниям, оказалась в 1,52 раза выше, чем аналогичных по размерам, материалам и термообработке планетарных эвольвентных зубчатых передач. Шум фрикционной передачи субъективно был того же порядка, что и шум электродвигателя, и электромагнитного тормоза. Поэтому специальных измерений шума не проводилось. КПД фрикционной передачи, замеренный с высокой точностью, при расчетной нагрузке был не менее 0,39 при работе без смазки рабочих тел и 0,97...0,98 — при жидкой смазке рабочих тел. Уменьшение к.п.д. при жидкой смазке объясняется дополнительными потерями на деформирование масляной прослойки. При работе без смазки нагрева фрикционного редуктора не наблюдалось. Во всех случаях к.п.д. передачи повышался с увеличением передаваемой нагрузки, что объясняется уменьшением относительной величины потерь.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
