О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 20
Текст из файла (страница 20)
Потери при изгибе ремня и на преодоление аэродинамических сопротивлений не зависят от нагрузки на передачу, поэтому КПД передачи при малых нагрузках низок. КПД достигает максимума при критическом коэффициенте тяги (рис. 9. 7), затем начинает падать в связи с потерями на буксование. Кривую изменения КПД получают экспериментально. Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременной передачи лежит в зоне критического коэффициента тяги, где наибольший КПД. При меньших нагрузках передача недоиспользуется. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня, потерями энергии в передаче и снижением скорости на ведомом шкиве.
Средние значения д„, полученные из испытаний при типовых режимах, для клиновых ремней -0,7, для плоских синтетических -0,5, для прорезиненных -0,6. Оптимальные значения окружной силы и передаваемой мощности: Рю = 2фвРО' ~'~о~~ 2ЧаРов~ 1000 1000 Сила, действующая на валы„ Рг = 2РО, если ветви ремней параллельны. В общем случае, если ветви ремня не параллельны, силу на взл определяют из треугольника ОАВ (рис. 9.8): (9.25) 2Розсоз (7/2), (9.26) 131 где г — число ремней в комплекте.
В передачах без регулиро- вания натяжения его обычно устанавливают без точного конт- роля, с запасом, поэтому силу Рг рекомендуют увеличивать в 1,5 раза. 9.8. Зубчато-ременная передача Зубчатые ремни выполняют бесконечными плоскими с выступами на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах (рис.
9.9). дяпнмиг ~и: б г ю тоянство передаточного отношения; высокий КПД; малые силы, действующие на валы. Их применяют при высоких скоростях (до 50 м/с), передаточных числах (до 12), мощностях до 100 кВт. ни рд — ч ц р д р. грузок эа счет проскальзывания ремня. Ремни бывают двух видов: литьевые (длиной до 800 мм) и сборочные — нз армированного металлотросом или стекло- кордом неопрена или полиуретана. Зубья ремня выполняют с трапецендальным (рис.
9.9) или полукруглым профилем (рис. 9.10). Полукруглый профиль обеспечивает более равномерное распределение напряжений в ремне, возможность повышения нагрузок на 40%, более плавный вход зубьев в зацепление. Основной геометрический параметр передачи — модуль т = р/х, где р — шаг ремня. Основной критерий расчета передачи — усталостная прочность зубьев ремня. Из этого условия определяют модуль т=й*в —, р (9.27) где Р, — мощность на ведущем шкиве; п1 — частота вращения ведущего шкива; С вЂ” коэффициент режима работы, зависящий от внешней динамики, его принимают в диапазоне 1,3...2,4 (большие значения для оборудования, работающего с ударами и имеющего приводные двигатели с большими кратковременными перегрузками); й — коэффициент, учитывающий профиль ремня, и - 35 для ремней с трапецеидальной формой зубьев, й = 25 — для ремней с полукруглой формой зубьев.
Полученное значение модуля округляют до нормализованного. Число зубьев меньшего шкива принимают от 10 до 26 в зависимости от частоты вращения шкива и модуля. Число зубьев большего шкива (9.28) 2$ = г1ьф где и = п1/пэ — передаточное отношение. Предварительное значение длины ремня при заданном межосевом расстоянии а определяют по зависимости (9.4). Число зубьев ремня зр = Ъ/р. Полученное значение гр округляют до ближайшего нормализованного и определяют окончательное значение длины ремня 1,=эр.
(9. 29) Межосевое расстояние уточняют по формуле (9.5). Ширину ремня определяют из выражения: р1гьи грйЫ (9.30) Р С ° 10в Здесь Р = ' Р— расчетнаясила, передаваемая ремнем, и кд,п, п1 Н; и = — — скорость ремня, и/с; гс = г1 —. — число зубь- 60000 360' Конт явные воп ы ев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом; п1— угол охвата ремнем малого шкива, град; Ь вЂ” высота зуба ремня; Сн — коэффициент, учитывающий наличие натяжного нли направляющего ролика; у — коэффициент неравномерности распределения окружной силы на зубья из-за ошибок изготовления по шагу, обычно у = 1,1...1.2; (р) — ' допустимое среднее давление на зубьях ремня, МПа.
1. 2. 3. Рис. 9.9. Зубчатый ремень трвпецеидальнсго профили Рис. 9.19. Зубчатый ремень пслукруглогс профили 133 Ив каких основных частей состоит ременнал передача7 Почему необходимо натлжение ремнл7 Чем абънсннетсн повышенная нагрузочках способность клиновых ремней по сравнению с плоскими7 Ремни какагс типа сочетают положительные качества плоских и клиновых ремией7 Ь. Как определяют длину ремня при известных расчетных диаметрах шкивов и межосевом расстоянии7 6.
Чем объясняется возникновение упругого скольжения при работе ременной передачи7 7. г1ем обънсняется непостоянство передаточного отношения ременной передачи7 8. Какие напряжения возникают в ремне? 9. Каковы основные виды расчета ременной передачи? 10. Для чего используют кривые скольжения? 11. В чем принципиальное отличие зубчато-ременной передачи от ременных передач других типов7 12. Каков основной критерий расчета зубчато.
ременной передзчи7 Цепные пе едачи 10.1. Общие сведения Цепкые передачи — это передачи (рис. 10.1), состоящие из ведущей 1 и ведомой 2 звездочек и охватывающей их цепи 3. В состав передачи также часто входят натяжные и смазочные устройства, ограждения. Цепь состоит из шарнирно соединенных звеньев, за счет чего обеспечивается гибкость цепи. Передачи используют в сельскохозяйственных, подъемно-транспортных„текстильных и полиграфических машинах, мотоциклах, велосипедах, автомобилях, нефтебуровом оборудовании. ЙБЮйИ Яп Рд ' Р значительном диапазоне межосевых расстояний; меньшие, чем у ременных передач, габариты; отсутствие проскальзывания; высокий КПД; относительно малые силы, действующие на валы; возможность легкой замены цепи.
ннннчх: 6 р р ю сутствия условий для жидкостного трения; непостоянство скорости движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек; необходимость более точной установки валов, чем для ременной передачи; необходимость смазывания и регулирования. Рис. 10.1. Схема цепной передачи 135 10.2.'Гипы цепей е) ~ЩЯЯэ -=ф г 4 З с) г) и) к) Рис. 10.4. Конструкция открытошарнирной цепи Рис. 10.3. Конструкция приводной роликовой цепи Рис. 10.2. Основные типы цепей 137 Цепи по назначению разделяют на три группы".
грузовые — используют для закрепления грузов; тяговые — применяют для перемещения грузов в машинах непрерывного транспорта (конвейерах, подъемниках, эскалаторах и др.); приводные — используют для передачи движения. Рассмотрим основные типы цепей (рис. 10.2): грузовые— круглозвенная (а), пластинчатая шарнирная (б); тяговая пластинчатая (в); приводные — роликовая однорядная, втулочная (г), роликовая двухрядная (д), роликовая с изогнутыми пластинами (е), зубчатая с внутренними направляющими пластинами (хе), зубчатая с боковыми направляющими пластинами (з), фасоннозвенная крючковая (и), фасоннозвенная втулочно-штыревая (к).
Грузовые и тяговые цепи подробно рассматриваются в курсе подъемно-транспортных машин, в курсе «Детали машин» основное внимание уделяется приводным цепям. Основным геометрическим параметром цепи является шаг Р— расстояние между осями соседних шарни- ров. Большинство стандартных цепей имеют шаг, кратный 1 дюйму (25,4 мм). Наиболее широко применяют приводные ролиновые цепи (рис. 10.3), которые образуются из последовательно чередующихся внутренних и наружных звеньев. Внутренние звенья состоят из внутренних пластин 1 и запрессованных в их отверстия гладких втулок 2, на которых свободно вращаются ролики 3. Наружные звенья состоят из наружных пластин 4 и запрессованных в их отверстия валиков 5.
Концы валиков после сборки расклепывают. Благодаря натягу в соединениях наружных пластин с валиками и внутренних пластин со втулками и зазору между валиком и втулкой образуется шарнирное соединение. Многорядные цепи с числом рядов от двух до восьми (см. рис. 10.2, д) собирают из деталей с такими же размерами, что и однорядные, кроме валиков, имеющих соответственно болыпую длину. Нагрузочная способность цепей почти прямо пропорциональна числу рядов, что позволяет в передачах с многорядными цепями уменьшить шаг, радиальнь1е габариты звездочек и динамические нагрузки.
При больших динамических, в частности ударных, нагрузках, частых реверсах применяютролиновые цепи с изогнутылги пластинами (см. рис. 10.2, е). В связи с тем, что пластины работают на изгиб, они обладают повышенной податливостью на растяжение. При работе цепных передач в условиях, вызывающих возрастание трения в шарнирах (запыленные и химически активные среды), используют открыто шарнирные пластинчатые цепи (рис.
10.4). Будучи открытым, шарнир такой цепи самоочищается от попадающих в него абразивных частиц. Наружные звенья 1 такой цепи не отличаются от аналогичных звеньев роликовой цепи. Внутренние звенья образуются из пластин 2, имеющих отверстия в форме восьмерки„ и фасонных валиков 3, заменяющих втулку. Валик 4 свободно проходит через отверстие в пластине 2 и взаимодействует с фасонным валиком 3. Замена тонкостенных втулки и ролика не только удешевляет цепь, но и резко повышает сопротивление усталости деталей цепи.
Зубчатые цепи (см. рис. 10.2, ж, з) в настоящее время вытеснены более дешевыми и технологичными прецизионными роликовыми цепями, которые не уступают зубчатым по кинематической точности и шумовым характеристикам. Соединение концов роликовых, втулочных и открытошарнирных цепей в замкнутый контур осуществляют с помощью соединительных и переходных звеньев. 10.3. причины выхода из строя цепных передач. Материалы и термическая обработка деталей цепей Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам: износ шарниров, приводящий к удлинению цепи, увеличению шага цепи и, как следствие, к нарушению ее зацепления с зубьями звездочек; усталостное Разрушение пластин по проушинам, характерное для закрытых быстроходных передач, работающих при хорошем смазывании, когда износ шарниров не является определяющим; проворачивание валиков и втулок в пластинах в местах запрессовки, связанное с низким качеством изготовления; усталостное выкрашивание и Разрушение роликов; износ зубьев звездочек.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
