АкушерствоАнатомияАнестезиологияВакцинопрофилактикаВалеологияВетеринарияГигиенаЗаболеванияИммунологияКардиологияНеврологияНефрологияОнкологияОториноларингологияОфтальмологияПаразитологияПедиатрияПервая помощьПсихиатрияПульмонологияРеанимацияРевматологияСтоматологияТерапияТоксикологияТравматологияУрологияФармакологияФармацевтикаФизиотерапияФтизиатрияХирургияЭндокринологияЭпидемиология

Средние значения частных передаточных отношений

При известных частных передаточных отношениях привода общее передаточное отношение будет

. (12)

Замечание. В общем случае выбор кинематической схемы и разбивка общего передаточного отношения на частные множители допускают множество решений. Например, установка двухступенчатого редуктора позволяет освободиться от ременной или цепной передачи, а применение червячного редуктора дает возможность обойтись без той и другой. Однако КПД червячного редуктора значительно ниже, чем у зубчатого, а долговечность червячной пары значительно меньше, чем зубчатой. Поэтому при проектировании привода следует учитывать не только габариты, но и надежность, экономичность, удобство монтажа и эксплуатации. Целесообразна многовариантная проработка конструкции с тем, чтобы из нескольких вариантов выбрать оптимальный.

Лекция 3. Передачи трением

В зависимости от способа передачи движения от ведущего тела вращения к ведомому различают передачи трением и передачи зацеплением. К первым относятся передачи фрикционные и ременные, а ко вторым – зубчатые, червячные и цепные.

Рис. 2

, (1)

где f – коэффициент трения при отсутствии буксования.

Достоинствами фрикционных передач являются: простота конструкции, бесшумность работы, нечувствительность к перегрузкам и толчкам, возможность реверсирования.

К недостаткам фрикционных передач относятся: непостоянство передаточного отношения, быстрый износ поверхностей роликов, большие нагрузки на оси, низкий КПД.

В технике часто используются особого рода фрикционные механизмы, называемые вариаторами. Схема простейшего лобового вариатора изображена на рис. 2. Ведущий ролик 1 может перемещаться в направляющих вправо или влево. При этом изменяется расстояние d/2 точки контакта от оси вращения ведомого ролика 2, что позволяет бесступенчато изменять передаточное отношение. Вариаторы используются в приводах конвейеров, мотовила зерноуборочных комбайнов и других устройствах. На рис. 3 приведены две других схемы вариаторов: конический (а) и сферический (б).

Материал фрикционных колес должен обладать высокой износостойкостью и поверхностной прочностью, высоким коэффициентом трения и модулем упругости. Этим требованиям наиболее полно удовлетворяют следующие сочетания материалов фрикционных колес: закаленная сталь по закаленной стали; сталь по пластмассе; сталь или чугун по коже, прессованному асбесту или прорезиненной ткани.

2. Ременные передачи. Схема ременной передачи изображена на рис. 4. Передача в простейшем случае состоит из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов, а также натяжного устройства 3 и ремня 4. Ремень касается поверхностей шкивов на дугах a₁ и a₂, которые определяют углы обхвата ведущего и ведомого шкива соответственно. Расстояние а между осевыми линиями шкивов называется межосевым расстоянием. На рис. 5 показаны наиболее часто применяемые профили ремней: прямоугольного сечения (а), клиновой (б), поликлиновой (в) и ремень круглого сечения (г).

В плоскоременных передачах используют прорезиненные ремни трех типов: А – нарезные с резиновыми прослойками (при скоростях до 30 м/с); Б – послойно завернутые (при скоростях до 20 м/с) и В) – спирально-завернутые без прослоек (скорости до 15 м/с). Кроме прорезиненных плоские ремни бывают хлопчатобумажные цельнотканые и кожаные. Они применяются сравнительно редко.

Наша промышленность выпускает 3 вида клиновых ремней: нормального сечения (v£ 30 м/с), их обозначают О,А,Б,В,Г,Д,Е; узкие – для повышенных скоростей до 40 м/с, их обозначения УО,УА,УБ,УВ; широкие – для бесступенчатых передач.

Поликлиновые ремни по сравнению с клиновыми более гибкие, поэтому их можно применять при шкивах малого диаметра. Сечения таких ремней выпускают трех типов: К,Л,М.

Ременные передачи используются в основном как понижающие. Их достоинства: возможность передачи движения на большие расстояния (до 8…10 м), простота конструкции, низкая стоимость, быстроходность и бесшумность, малая чувствительность к перегрузкам и толчкам. Недостатки ременных передач: невысокая долговечность ремня, большие радиальные габариты, значительные нагрузки на валы и опоры, непостоянство передаточного отношения.

Ременные передачи рассчитываются на тяговую способность и долговечность ремня. Рассмотрим методику этих расчетов. В расчетах широко используются эмпирические коэффициенты, полученные на основе опыта проектирования и эксплуатации передач.

3. Расчет плоскоременной передачи. Исходными данными для расчета являются: номинальная передаваемая мощность N, вт (или квт), частота вращения ведущего шкива n ₁, об/мин, передаточное отношение , условия монтажа и эксплуатации передачи. Рекомендуется такая последовательность расчета.

1. По формуле Саверина определяют диаметр малого шкива:

, (2)

где T ₁ (нм) – вращающий момент на валу малого шкива; d ₁ по этой формуле получается в мм. Полученное значение d ₁ округляют до ближайшего большего из стандартного ряда (ГОСТ 1783-73): 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90,100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280,315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000.

2. Определяют диаметр большего шкива по формуле ; полученное значение d ₂ округляют по ГОСТ в меньшую сторону и уточняют передаточное отношение и частоту вращения ведомого вала:

(3)

где s - относительное скольжение (s @ 0,01). Величины, полученные по формулам (3), не должны отличаться от исходных данных более чем на 3 %.

3. Определяют скорость ремня:

(4)

Если скорость < 10 м/с, то рекомендуется увеличить диаметры шкивов.

4. Определяют межосевое расстояние, угол обхвата малого шкива и длину ремня по формулам:

(5)

5. Определяют окружное усилие и допускаемое полезное напряжение на единицу площади поперечного сечения ремня по формулам:

(6)

где: k _o – табличное значение (см., напр., Чернавский, КПДМ, таб. 5.4 или Чернавский, ПМП, таб. 9.2);

С _q - коэфиициент, учитывающий угол наклона межосевой линии: при q£60° С _q=1; при 60°£q£80° С _q=0,9; при

q>80° С _q=0,8;

С _a - коэффициент угла обхвата, вычисляемый по формуле:

; (7)

С _v – коэффициент скорости ремня:

; (8)

С _р – коэффициент режима работы: при спокойной работе с кратковременными пусковыми перегрузками не

выше 120% С _р=1; при умеренных колебаниях нагрузки (до 150%) С _р=0,9; при значительных колебаниях

нагрузки (до 200%) С _р=0,8; при ударных нагрузках и перегрузках до 300% С _р=0,7.

6. Определяют необходимую площадь поперечного сечения ремня и число прокладок в ремне:

(9)

При этом нужно иметь в виду, что толщина ремня d должна удовлетворять условию:

(10)

а ширина ремня b должна назначаться из стандартного ряда: 20; 25; (30); 40; 50; (60); 63; (70); 71; (75); 80; (85); 90; 100; 112; (115); 125; 160; 180; 200; 224; 250; 280; (300); 355; 400.

7. Проверяют долговечность плоского ремня, вычисляя ресурс t по формуле:

(11)

где: s_у – предел усталости; для прорезиненных ремней можно принять s_у =7 н/мм ²;

u=v/L – число пробегов ремня с секунду;

С _i – коэффициент, зависящий от передаточного отношения: при i = 1…4 С _i =1…2;

, (12)

причем s₀ – напряжение в ремне от предварительного натяжения (берут от 1,6 до 2 н/мм ², в среднем 1,8 н/мм ²)

s _и – напряжения от изгиба ремня (при его вычислении для прорезиненных ремней принимают значение

модуля Юнга Е = 200 н/мм ²);

r - плотность материала ремня (для прорезиненных ремней r = 1100 кг/м ³;

v – скорость ремня, м/с.

Для ремней в легком режиме работы ресурс, подсчитанный по формуле (11), не должен быть менее 5000 ч., при среднем режиме – 2000 ч., при тяжелом и очень тяжелом режимах – соответственно не менее 1000 и 500 часов.

8. Расчет завершают определением усилий в элементах передачи:

- предварительное натяжение каждой ветви ремня: ;

- натяжение ведущей ветви ремня: ;

- натяжение ведомой ветви: ; (13)

- давление на валы: ;

- максимальное начальное натяжение ремня:

4. Расчет клиноременных передач. Исходными данными для проектировочного расчета являются те же, что и для плоскоременной передачи. Расчет рекомендуется вести в такой последовательности:

а) назначаем межосевое расстояние из диапазона

(14)

где Т ₀ – высота сечения ремня (см. рис. 6); принимают a» 0,5(a _min+ a _max);

б) по последней из формул (5) определяют длину ремня L и округляют ее до ближайшего стандартного значения L _p (например, по табл. 9.4, Черн., ПМП) и уточняют по межосевое расстояние формуле:

, (15)

где L _p – расчетная длина ремня, измеренная по нейтральному слою,

;

Для установки и замены ремня должна быть предусмотрена возможность уменьшения а на 2 % при L _p < 2 м и на 1 % при L _p > 2 м. Для компенсации вытягивания ремней предусматривают возможность увеличения а на 5,5 % от длины ремня;

в) подсчитывают угол обхвата малого шкива по формуле

; (16)

г) определяют необходимое число ремней по формуле:

(17)

где

, (18)

причем р ₀ – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, квт; ее берут из таблиц (напр., таб. 9.5, Черн., ПМП); С _a - коэффициент угла обхвата (табл. 9.4), С _р – коэффициент динамичности (таб. 9.7), С _z – коэффициент, зависящий от числа ремней, им предварительно задаются;

д) по номограмме (с. 266) выбирают сечение ремня, затем по таб. 9.5 определяют р ₀, по формуле (18) находят р _р и по формуле (17) - число ремней, округляя его до большего целого;

е) вычисляют натяжение ветви одного ремня по формуле:

(19)

где N – передаваемая мощность, квт; м/с - скорость ремня, а q, н× с ²/ м ² - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, его значения берут из таблиц (с. 267, ПМП);

ж) определяют силу, действующую на валы:

; (20)

з) определяют рабочий ресурс (в часах):

(21)

где N_оц – число циклов, выдерживаемых ремнем (для кордтканевых сечения О,А N_оц = 4,6×10⁶, сечений Б,В,Г - N_оц = 4,7×10⁶, сечений Д и Е - N_оц = 2,5×10⁶; для кордшнуровых ремней всех профилей N_оц = 5,7×10⁶.

Лекция 4. Цепные передачи

1. Область применения, достоинства и недостатки. Цепные передачи используют в приводах для передачи вращательного движения на большие расстояния. Простейшая передача состоит из двух звездочек 1 и 2 (рис. 1), соединенных цепью 3. Часто конструкция цепной передачи включает в себя еще натяжное устройство (рис. 2). Цепные передачи широко применяются в с.-х. машинах, роботах станках и др. Чаще всего такие передачи рассчитаны на небольшие мощности (до 1 квт), а межосевые расстояния а (рис. 1) могут достигать 6…8 м.

К достоинствам цепных передач относятся сравнительно высокий КПД (0,96…0,98), возможность использования как в быстроходных (скорость до 25 м/с), так и в тихоходных (скорость до 2 м/с) ступенях приводов. Цепные передачи могут быть как понижающими, так и повышающими.

К недостаткам цепных передач относятся: шум в работе, неравномерность хода, вытягивание цепей, необходимость натяжных устройств.

2. Цепи. В тихоходных передачах применяют цепи типа ПР – приводные роликовые с шагом t> 25,4 мм, а в быстроходных – также типа ПР, но с t< 25,4 мм. В зависимости от отношения шага цепи t к диаметру ролика D различают цепи легкой (ПРЛ), нормальной (ПР) серии и длиннозвенные цепи (ПРД). Длиннозвенные цепи с отношением t/D>2 применяются в основном в с.-х. машинах. Промышленность выпускает не только однорядные, но и многорядные цепи (2ПР, 3ПР). Многорядные цепи используют при больших нагрузках и скоростях.

Кроме роликовых цепей промышленность выпускает еще втулочные цепи (ПВ, 2ПВ). Их используют в основном в машиностроении (станкостроение, роботостроение и др.). Сравнительно ограниченное применение имеют еще зубчатые цепи, набираемые из пластинок, соединенных между собой сегментными призмами. Такие цепи обеспечивают большую быстроходность, прочность и плавность работы с меньшим шумом, но они сложны в изготовлении и имеют большую массу.

В технической документации цепи обозначают следующим образом:

Цепь ПР – 25,4 – 6000 ГОСТ 13568 – 75; (приводная роликовая, разр. нагрузка 6000 кгс)

Цепь ПВ – 9,525 – 1300 ГОСТ 13568 – 75; (приводная втулочная, разр. нагр. 1300 кгс);

Цепь ПРД 38,1 – 3180 ГОСТ 13568 – 75; (приводная роликовая длиннозвенная);

Цепь ПЗ 1 – 19,05 – 74 – 45 ГОСТ 13552 – 81 (приводная зубчатая, тип 1, шаг 19,05, разр. нагр. 74 кн, рабочая ширина 45).

3. Расчет цепных передач. При проектировании цепных передач исходными параметрами являются передаваемая мощность N (квт), частота вращения ведущей n ₁ (об/мин) и ведомой n ₂ (об/мин) звездочек, расположение передачи в пространстве, режим работы, а также способ смазки и натяжения цепи. Следует избегать крутых наклонов межосевой линии (до 45°); для передач с большим углом наклона следует предусмотреть натяжные устройства.. Ведущую ветвь следует располагать сверху. Рекомендуется следующий порядок расчета.

А) Выбирают межосевое расстояние по следующим рекомендациям:

Оптимальное а= (30…50)t (1)

,

где - диаметры наружних окружностей звездочек:

, (2)

где К – коэффициент высоты зуба, зависящий от числа зубьев; для приводных роликовых цепей К=0,7;

К_z – коэффициент числа зубьев:

, (3)

где D_ц – диаметр элемента зацепления (для роликовых цепей – это диаметр ролика).

Б) Определяем число зубьев малой звездочки:

Оптимальное . (4)

При малых скоростях (v< 1 м/с) рекомендуется z ₁ = 11…13.

В) Определяем число зубьев ведомой звездочки . Должно быть z ₂< 120, т.к. в противном случае цепь будет соскакивать.

Г) Находим длину цепи:

. (5)

Д) Подсчитываем число звеньев цепи:

. (6)

Полученный результат округляем до целого (желательно четного).

Е) Пересчитываем межосевое расстояние, выраженное в шагах цепи:

, (не округлять!). (7)

Тогда , мм.

Холостая ветвь цепи должна свободно провисать» на 0,01 а, поэтому надо предусмотреть при монтаже передачи возможность уменьшения межосевого расстояния» на 0,005 а.

Далее вычисляем скорость цепи:

, (t – в мм, n – об/мин, получим v в м/с) (8)

В обычных передачах должно быть v £ 10 м/с. Отсюда рекомендуется [ n ₁] £ 15× 10³/ t, (t - в мм).

Число ударов цепи при набегании на зубья звездочки и сбегания с них:

. (9)

Должно быть .

Ж) Долговечность цепи зависит в основном от среднего давления р в шарнирах. Условие прочности записывают в виде:

где [ p ] зависит от скорости цепи:

Для проектировочного расчета условие прочности преобразуют к виду:

, (10)

где Т ₁ – вращающий момент на ведущем валу,

.

Значения этих коэффициентов берутся из справочной литературы (см., напр., Чернавский, ПМП, с. 283).

Вычисленный по формуле (10) шаг цепи округляют до ближайшего стандартного значения. После этого пересчитывают межосевое расстояние по рекомендациям (1) – (7).

З) Определяем запас прочности цепи по формуле:

, (11)

где F_в – нагрузка, разрушающая цепь (берется из таблиц, напр., ПМП, таб. 10.1), в н;

F_t – окружная сила, в н;

k ₁- табличный коэффициент (с. 283);

F_ц – нагрузка от центробежных сил:

,

причем m – масса 1 м цепи, в кг, v – скорость цепи, в м/с;

F_t – сила от провисания цепи, в н:

,

где коэффициент k_f учитывает наклон межосевой линии: при вертикальной межосевой линии k_f =1, при горизонтальной - k_f =6.

После вычисления запаса прочности по формуле (11) проверяют выполнение условия:

, (12)

причем допускаемые значения коэффициента [ s ] принимают из таблиц, напр., таб. 10.2, ПМП.

Дата добавления: 2015-09-27 | Просмотры: 564 | Нарушение авторских прав