Детали машин (1066356), страница 5

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

5. допускают бесступенчатое регулирование

6. обладают хорошими амортизирующими и демфирующими свойствами

7. возможность больших межосевых растояний

8. универсальность расположения валов и их количество в передаче

9. может одновременно выполнять функции муфты сцепления.

Недостатки:

1. большие габариты

2. малый КПД

3. малая долговечность

4. большие эксплуатационные расходы

5. непостоянство передаточного отношения.

Виды ременных передач

Относятся к передачи трением с гибкой связью. Состоит из 2-х или более шкивов и гибкой связи. Гибкой связью служит ремень прямоугольного, трапециидального или круглого сечения.

Различают виды ременных передач:

1. плоскоременные

2. клиноременные

3. многоклиновые

4. поликлиновые

5. круглоременные

Типы ременных передач

1. Открытая

2. Перекрестная

3. Полуперекрестная

Способы натяжения ремня

Для обеспечения необходимой силы трения между ремнем и шкивами ремень должен быть натянут. Существуют следующие методы:

1. за счет упругости ремня

а) укорочение прошивки

б) перемещение ведущего шкива, который расположен на валу электродвигателя, для чего электродвигатель ставят на салазки.

2) Автоматически

а) с помощью натяжного ролика, а также пружиной или грузом, воздействующим на качающийся ролик.

б) реактивным моментом, действующим на качающуюся сторону

Виды ремней

I. Плоские ремни. Применяют 2-х типов:

– прорезиненные бумажные и кожаные

– слойные сдвоенные

II. Клиновые ремни

Нагрузочная способность выше, чем у плоскоременных. Бывают 3-х видов:

– нормальные b_p/h = 1,4

– узкие b_p/h = 1

– широкие или вариаторные ремни

b_p/h = 2…4

III. Многоклиновые

IV. Поликлиновые

Имеют клиновые ребра, работающие в канавках шкива.

V. Круглоременные ремни

Применяют для пространственных передач при нескольких ведомых шкивах.

Геометрия клиноременной передачи

d₁, d₂ – диаметры ведущего и ведомого шкивов, £­₁, £₂ – углы обхвата на шкивах,  – угол наклона ветви ремня к оси центра, а – межосевое расстояние.

£_1,2 = 180  2, «+» для большего, «–» для меньшего.  = arcsin[(d­₂ – d₁) / 2a]

a_min =0,55 (d₂+d₁)+h, где h – высота сечения ремня

a_max = 2(d₂+d₁)

Силы и напряжения в ремне

1. Силы растяжения F₁ и F₂

2. Напряжение изгиба на шкивах (на ведомом меньше)

3. Напряжение, вызываемое силой предварительного натяжения F₀= F_t = 2T₁ / d₁, ₀ = F₀ / A. Для плоскоременной передачи A = b  , для клиноременной A = A₁ z, где b – ширина ремня,  – его толщина, A₁ – площадь сечения 1-го клиноременного ремня, z – число ремней

4. На холостом валу возникает центробежная сила F_Ц =   A  V², где  – плотность, A – площадь, V – скорость.

5. Напряжение, вызываемое центробежной силой _Ц = F_Ц / A= V².

Уравнение Эйлера

F₁ – сила набегающей ветви;

F₂ – сила сбегающей ветви;

 – угол обхвата

f  – приведенный коэффициент трения

f  = f / sin (/2), где  – угол клина.

При прохождении ремнем шкива возникает напряжение изгиба

 = y  E / , где E – модуль упругости, y – координата волокон ремня от нейтральной линии,  – радиус по нейтральной линии ремня.

Диаграмма напряжений в ремне

 max = ₁ + _U = m _t / (m–1) + _U + _Ц,

Нагрузка на валы передачи

Коэффициент тяги:

 = (F₁– F₂) / (F₁ + F₂),  = F_t / 2F₀, где F_t – полезная нагрузка, F₀ – сила предварительного натяжения

Критерий работоспособности ременной передачи

Работоспособность ременной передачи может ограничиваться:

1. сцеплением ремня со шкивами (тяговая способность)

2. долговечность ремня

Тяговая способность зависит от предварительного натяжения F₀ или ₀, а также от материала ремня, угла обхвата, диаметра шкивов,

Долговечность ремня зависит от сопротивления усталости его элементов

^P_max  N_E = const, где p – степень кривой усталости, p = 11 для клиноременной, p = 6 для плоскоременной.

N_E = 3600  U  Z_m  L_h / _ИЗГ

U – частота пробега ремня

Z_m – число шкивов

_ИЗГ – коэффициент, учитывающий разую степень изгиба на большом и малом шкивах,

L_h – ресурс работы

Потери в передаче и ее КПД

Потери:

1. на упругий гистерезис при переменном деформировании изгиба и растяжения

2. на скольжение ремня по шкивам

3. на трение в подшипниках валов передачи

4. на аэродинамическое сопротивление движения ремня и шкивов

Зависимость скольжения от КПД:

Расчет ременных передач

Расчет производится по полезному напряжению или эталону мощности

K = F_t / (A₁  z) < [K] или p = KAV/1000

A₁ – площадь поперечного сечения одного ремня, z – число ремней

[K] = K₀  C_£  C_P, где K₀ – определяется из условия обеспечения тяговой способности при оптимальном коэффициенте тяги ₀ и долговечности N_E или L_h

С_£ – угол обхвата

С_P – режим работы

, где С – показат. долговеч.

За базу выбирается эталонная передача с двумя шкивами с передаточном числом 1,  = 180. Ремнем эталонной длины и имеющего эталонную скорость V при ресурсе работы L_h = 25 тыс. часов, работа спокойная, запас сцепления  = 1, 5.

Необходимое число ремней определяется по формуле z = F_t / ([K]  A₁)

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Состоит из ведущей и ведомой звездочек и охватываемой цепи. Применяются с двумя или несколькими звездочками.

Цепные передачи применяют при:

1. средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес

2. жестких требованиях к габаритам

3. необходимости работы без проскальзывания

Достоинства:

– возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний

– габариты, меньшие, чем у ременной передачи

– отсутствие проскальзывания

– высокий КПД

– малые силы, действующие на валы, т.е. нет необходимости в предварительном натяжении

Недостатки:

– работает в условиях отсутствия жидкостного трения

– требует большой степени точности установки валов, чем у ременных передач, регулировки, смазывания

– неравномерность хода цепи, что приводит к циклическим нагрузкам и колебанию передаточного отношения.

Различают приводные и тяговые цепи. К тяговым относятся пластинчатые и круглозвенные. К приводным цепям относятся роликовые, зубчатые, втулочные.

Роликовые цепи

ПРЛ – роликовые однорядные цепи нормальной точности

ПР – роликовые цепи повышенной точности

ПРД – роликовые длиннозвенные цепи (с удвоенным шагом, поэтому легче и дешевле, применяются при малых скоростях)

ПВ – втулочные (не имеют роликов, поэтому дешевле и меньше габариты)

ПРИ – роликовые цепи с изогнутыми пластинами (при больших динамических нагрузках)

Состоят из внутренних и наружных пластин, шарнирно соединенных с помощью валиков и втулок. Бывают однорядные и многорядные. Многорядные применяют при повышенных нагрузках и скоростях с целью уменьшения шага цепи.

Трение-скольжение между звездочкой и цепью заменяют трением –качения.

Зубчатые цепи

Достоинства:

– меньший шум, чем у остальных

– повышенная кинематическая точность

Недостатки:

– тяжелые

– дорогие

– сложные в изготовлении

Материалы, применяемые в цепных передачах

Материалы и термическая обработка цепей имеют решающее значение для их долговечности. Пластины выполняют из среднеуглеродистых и легированных сталей. Звездочки у цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и отличаются только зубчатым венцом. Для ведомых звездочек при скорости скольжения  3 м/с применяют серые чугуны и стальное литье. В среднескоростных передач звездочки изготавливают из цементирующих сталей. При необходимости бесшумной работы звездочки изготавливают из формальдегида или пластмассы.

Влияние числа зубьев малой звездочки на долговечность цепной передачи

1. Увеличение z₁ приводит к увеличению угла поворота шарнира при набегании на звездочку, что способствует снижению износа.

2. При увеличении z₁ уменьшается допустимая величина удлинения цепи в результате износа.

3. Когда компактности предпочитают наибольшую долговечность, число зубьев малой звездочки принимают оптимальным: для втулочных и роликовых цепей z₁ = 29 – 2U, для зубчатых цепей z₁ = 35 – 2U, где U – передаточное отношение. В целях равномерного износа при нечетном числе звеньев цепи z₁ желательно брать тоже нечетное.

Геометрия цепной передачи

d₁ = p / sin(180/z₁), d₂ = p / sin(180/z₂)

a_min  (z₂ – z₁)  p /, где p – шаг цепи. Увеличение a способствует долговечности, т.к. уменьшается число пробегов цепи.

Межосевое расстояние ограничивают во избежание чрезмерного натяжения цепи под действием собственной силы тяжести: a_max  80 p. Оптимальное значение a = (30…50)p. Число звеньев цепи:

_{zЗ = 0,5(z1 + z2)}

Для нормальной работы цепь должна иметь предварительное натяжение, т.к. из-за вибрации может произойти соскок цепи. Провисание цепи f = 0,02a < 45. При угле наклона > 45 провисание f = (0,01 … 0,015)a. Для передач с регулируемым межосевым расстоянием провисание уменьшают на величину  = (0,02…0,04)а.

СОЕДИЕНИЕ ВАЛ-СТУПИЦА

Предназначена для передачи вращающегося момента и осевой нагрузки с вала на ступицу и наоборот. Соединение работает зацеплением или трением.

К работающим зацеплением относятся шпоночные, шлицевые, штифтовые соединения.

К работающим трением относятся соединения с натягом, клеймовые, на конических втулках и концевые.

Шпоночное соединение

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)