О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 18
Текст из файла (страница 18)
За основу принят расчет косозубых цилиндрических колес, повышенная прочность зубьев червячных колес связана с их дуговой формой и естественным смещением, имеющим место во всех сечениях, кроме среднего (см. рис. 8.6, сечениеА — А). Напряжение изгиба у основания зубьев ~2 У Р (8. 38) 1 3222(Д + 2Х) где Уг — коэффициент формы зубьев, определяется (как и для косозубых цилиндрических колес) по эквивалентному числу зубьев з„= г2/созз т„; К вЂ” коэффициент нагрузки (остальные обозначения приводились ранее). Максимальные напряжения изгиба при действии пиковой нагрузки Т2 а~ „= ах — С [п)г„,„.
Тьпу 2 (8.39) В передачах с вогнутым профилем витков червяка ЯТ контактные линии располагаются под большими углами к вектору скорости скольжения, чем для передач с другими видами цилиндрических червяков. Зто обеспечивает лучшие условия для образования масляного клина. Для передач ЗТ характерны также большие приведенные радиусы кривизны и расположение линии зацепления ближе к основанию зуба колеса. Несущая способность таких передач значительно выше, чем обычных с цилиндрическим червяком. Расчет передач с вогнутым профилем витков червяка выполняют по общим для червячных передач зависимостям, уменьшая вращающий момент на колесе делением его на коэффициент Зхт, равный 8хт 1 +0 Обо < 1 6 Если хотя бы одно из условий прочности передачи (8.36), (8.37)„(8.38) или (3.39) не выполнено, то следует выбрать более прочный материал для венца червячного колеса или увеличить межосевое расстояние, определив заново зависящие от него геометрические параметры передачи.
8.12. Тепловой расчет и охлаждение передач Значительное тепловыделенне при работе червячной передачи вследствие трения скольжения и из-за плохих условий смазывания вызывает нагрев масла. Превышение предельной температуры масла [11,„приводит к снижению его вязкости и к опасности заедания в передаче. Современные смазочные материалы сохраняют свои свойства до [1),„в 110' С.
Расчет проводят на основании уравнения теплового баланса для стационарного теплового режима: (8.40) где )т' — количество теплоты (Вт), выделяющейся при непре- рывной работе передачи в единицу времени: (8. 41) здесь ц — КПД передачи; Р1 — мощность на червяке, кВт; И'2 — количество теплоты, отводимой с поверхности корпуса передачи и через основание в единицу времени: ))'1 = Кт((м — 1о)А(1+ ~~)* (8.42) 102(1 — Ч)Р, К,А(1 + у) (8.43) где К, — коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса, Вт/(м2 ° 'С); („и 1 — соответственно температура масла и окружающего воздуха, 'С; А — поверхность теплоотдачи корпуса передачи (без учета площади основания), м2; у — коэффициент, учитывающий теплоотвод через основание; при установке корпуса на металлическом основании у = 0,3, при бетонном основании ~~ = О.
Из выражений (8.40)„(8.41) и (8.42) определяют температуру масла: 118 Ременные пе едачи Конт ольные воп сы Рнс. 9.1. Схема ременной передачи 121 Если г > 1г1 э„„то предусматривают отвод избыточной теплоты. Этого достигают: оребрением корпуса (увеличивается А), искусственной вентиляцией (возрастает К,), водяным охлаждением масла (снижается 7„). Расположение ребер выбирают из условия лучшего их обтекания воздухом; при естественном охлаждении ребра располагают вертикально, при искусственном — вдоль направления потока воздуха от вентилятора. Вентилятор устанавливают на валу червяка, так как его частота вращения выше, чем частота вращения вала колеса. Водяное охлаждение обеспечивает отвод большого количества тепла, но усложняет конструкцию.
1. Иэ каких деталей состоит червячнзл передача? 2. Какие типы червяков нзиболее перспективны7 3. Какие материалы применяют для изготовления червяка и червячного колеся? 4. Каковы основные параметры червячной передзчи7 5. С какой целью исиольэуют смещение инструментз7 6. Какова основнзя причина низкого КПД червячной передачи7 7. Какая из снл, действующих в зацеплении, является наибольшей? 8.
От каких пзрзмстров ззнисит коэффициент нэгрузки? 9. Кэк влияет приработка нз концентрацию нагрузки по длине зубьев колеса7 10. От каких факторов ззвисят допускаемые нзпряжения для черничной передзчи? 11. Кзкзя зависимость является исходной при расчете червячной передачи по контактным нзпряжениям7 12. Какие параметры определяют при проектном рзсчете червячной передзчи7 13. Чем объясняется повышеннэя нзгруэочнзя способность передачи с вогнутым профилем витков червякз7 14. Какое условие является основным при тепловом рзсчсте передзч7 9.1. Общие сведения. Классификация передач Ременная передача — это передача гибкой селзью (рис. 9.1), состоящая из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов и надетого на них ремня 8.
В состав передачи могут также входить натяжные устройства и ограждения. Возможно применение нескольких ремней и нескольких ведомых шкивов. Основное назначение — передача механической энергии от двигателя передаточным и исполнительным механизмам, как правило, с понижением частоты вращения. По принципу раб о ты различаются передачи трением (большинство передач) и зацеплением (зубчато-ременные).
Передачи зубчатыми ремнями по своим свойствам существенно отличаются от ременных передач трением и рассматриваются в Ц 9.8. Условием работы ременных передач трением является наличие натяжения ремня. Ремни передач трением п о ф о р м е по и е р еч но го сечен и я разделяются наилоские, клиновьсе, поликлиновые, круглые, квадратные. Клиновые, поли- клиновые, зубчатые и быстроходные плоские изготовляют бесконечными замкнутыми. Плоские ремни преимущественно выпускают конечными в виде длинных лент. Концы таких ремней склеивают, сшивают или соединяют металлическими скобами.
Места соединения ремней вызывают динамические нагрузки, что ограничивает скорость ремня. Разрушение этих ремней происходит, как правило, по месту соединения. й.*. к $ * 1Д Р ' м дачи движения на значительные расстояния; возможность работы с высокими скоростями; плавность и малошумность работы; предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки и ударов; защита от перегрузки за счет проскальзывания ремня по шкиву; простота конструкции; отсутствие смазочной системы; малая стоимость.
н*д;, ар действующие на валы и опоры; непостоянство передаточного отношения; малая долговечность ремней в быстроходных передачах; необходимость защиты ремня от попадания масла. 9.2. Материалы и конструкция ремней Ремни должны обладать высокой прочностью при переменных напряжениях, износостойкостью, максимальным коэффициентом трения на рабочих поверхностях, минимальной изгибной жесткостью.
Конструкцию ремней отличает наличие зысокопрочного несущего слоя, расположенного вблизи нейтральной линии сечения. Повышенный коэффициент трения обеспечивается пропиткой ремня или применением обкладок. Плоские ремни (рис. 9.2, а) отличаются большой гибкостью из-зз малого отношения толщины ремня к его ширине. Наиболее перспективны синтетические ремни, поскольку они обладают высокой прочностью и долговечностью. Несущий слой этих ремней выполняется из капроновых тканей, полиэфирных нитей. Материал фрикционного слоя — полиамид или каучук.
Синтетические ремни изготовляют бесконечными и используют, как правило, при скорости более 30 м/с. При а) б) Ф+ Рис. 9.2. Сечения ремней. "а — плоский ремень; 6 — клиновой; е — полнклиновой; г — круглый; д — квадратный меньших скоростях могут использоваться конечные прорезиненные или бесконечные кордшнуровые и кордтканевые ремни. Клиновые ремни (рис. 9.2, б) имеют трапециевидное сечение с боковыми рабочими сторонами, соприкасающимися с канавками на шкивах. Благодаря клиновому действию ремни этого типа обладают повышенным Рис.
9.3. Силы, сцеплением со шкивами. Рассмотрим ток клинового ремня малый участок ремня длиной Ж, для этого участка силу натяжения можно приближенно принять постоянной. Из рис. 9.3 следует, что сила оР„, нормальная к поверхности канавки шкива, значительно болыпе силы натяжения с(Р". оР„= —, тогда сила трения Р, = 2ИЄà = —, дР НУ'~ 2зш зш 20" 2 Таким образом, клиновые ремни при том же натяжении обеспечивают примерно втрое большую силу трения по сравнению с плоскими ремнями.
Однако из-за большой высоты сечения в клиновых ремнях возникают значительные напряжения при изгибе ремня нз шкивах. Зти напряжения являются переменными и вызывают усталостное разрушение ремня. Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (для вариаторов). Узкие ремни допускают большее натяжение и более высокие скорости (до 40 м/с), передают в 1,3 — 2 раза большую мощность по сравнению с ремнями нормального сечения. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими.
Ремни выпускают различными по площади поперечного сечения и по несколько штук в одном комплекте. Зто позволяет уменьшить диаметральные размеры передачи. Число ремней в комплекте обычно ст 2 до 8 и ограничивается неравномерностью распределения передаваемой нагрузки между ремнями. Полинлиновые ремни (см. рис. 9.2, в) — бесконечные плоские ремни с продольными клиновыми ребрами на внутренней поверхности. Зти ремни сочетают гибкость плоских ремней и повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней. 122 123 Многопрофильные ремни состоят из 2 — 4 клиновых, соединенных тканевым слоем, и применяются вместо комплектов клиновых ремней. Круглые ремни (обычно резиновые диаметром от 3 до 12 мм) используются для передачи небольших мощностей в приборах и бытовой технике.
Ремни квадрат ного сечения используют для передачи неболыпих мощностей в приборах, 9.3. Основные геометрические соотношения П и проектировании ременных передач определяют (рис. 9. ): .4): Р угол т между ветвями ремня, угол аг охвата ремнем мало го шкива, длину ремня Е и при использовании бесконечных ремней — межосевое расстояние а. Расчетные диаметры шкивов и длины ремней определяют по нейтральному слою поперечного сечения ремня.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
