Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин




НазваниеШейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин
страница5/14
Дата05.05.2013
Размер1.64 Mb.
ТипДокументы
1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   14

Производительные способы нарезания и простота шлифования обусловливают высокую технологичность эвольвентных червяков.

Архимедов червяк получают при расположении режущих кромок резца в плоскости, проходящей через ось червяка. Архимедовы червяки имеют в осевом сечении прямолинейный профиль с углом 2б, равным профильному углу резца (рис. 50,а). В торцовом сечении профиль витка очерчен архимедовой спиралью.

Боковые поверхности витков архимедовых червяков могут быть прошлифованы только специально профилированным по сложной кривой шлифовальным кругом. Поэтому упрочняющую термообработку и последующее шлифование не выполняют и применяют архимедовы червяки с низкой твердостью в тихоходных передачах с невысокими требованиями к нагрузочной способности и ресурсу.

Рисунок 50 ЁC Архимедов червяк (а) и конволютный червяк (б)

Конволютный червяк получают при установке режущих кромок резца в плоскости, касательной к цилиндру с диаметром dx (0
Недостатком передач с конволютными червяками является сложная форма инструмента для шлифования червяков и невозможность получения точных фрез для нарезания зубьев червячных колес. Передачи с конволютными червяками так же, как и с архимедовыми, имеют ограниченное применение, в основном в условиях мелкосерийного производства.

Нелинейчатые червяки нарезают дисковыми фрезами конусной или тороидальной формы. Витки таких червяков во всех сечениях имеют криволинейный профиль: в сечении, нормальном к оси симметрии впадины, выпуклый (рис. 51,а), в осевом сечении ЁC вогнутый (рис. 51,б).

Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков с высокой точностью шлифуют конусным или тороидным кругом. Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность, их считают перспективными.

Рисунок 51 ЁC Нелинейчатые червяки

Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки.

Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам, аналогичным формулам для зубчатых колес. В червячной передаче расчетным является осевой модуль червяка т, равный торцовому модулю червячного колеса. Значения т, мм, выбирают из ряда: ...4; 5; 6,3; 8....

Основными геометрическими размерами червяка являются (рис. 49):

делительный диаметр, т.е. диаметр такого цилиндра червяка, на котором толщина витка равна ширине впадины:

µ §, (86)

где q ЁC число модулей в делительном диаметре червяка или коэффициент диаметра червяка. С целью сокращения номенклатуры зуборезного инструмента значения q стандартизованы: 8; 10; 12,5; 16; 20;

расчетный шаг червяка:

µ §, (87)

ход витка:

µ §, (88)

где zµ § ЁC число витков червяка: 1, 2 или 4 (zµ §=3 стандартом не предусмотрено);

угол б профиля: для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков а = 20°; для червяков, образованных тором, б = 22°;

диаметр вершин витков:

µ §, (89)

диаметр впадин витков:

µ §, (90)

делительный угол подъема линии витка (см. рис. 52):

µ §, (91)

длина нарезанной части ЁCbµ §.

Для червяка в передаче со смещением дополнительно вычисляют:

диаметр начального цилиндра (начальный диаметр):

µ §, (92)

угол подъема линии витка на начальном цилиндре:

µ §µ §, (93)

где х ЁC коэффициент смещения.

Рисунок 52 ЁC Определение угла подъема винтовой линии

Геометрические размеры венца червячного колеса. Зубья на червячном колесе чаще всего нарезают червячной фрезой, которая представляет собой копию червяка, с которым будет зацепляться червячное колесо. Только фреза имеет режущие кромки и несколько больший (на двойной размер радиального зазора в зацеплении) наружный диаметр.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса определяют в среднем его сечении.

Делительный d2 и совпадающий с ним начальный dwi диаметр колеса при числе z2 зубьев (рис. 53):

µ §, (94)

Рисунок 53 ЁC Геометрия червячного колеса

Межосевое расстояние червячной передачи:

µ §, (95)

Червячные передачи со смещением выполняют в целях обеспечения стандартного или заданного значения межосевого расстояния. Осуществляют это, как и в зубчатых передачах, смещением на (хт) фрезы относительно заготовки при нарезании зубьев колеса (рис. 53):

µ §, (96)

Для стандартных редукторов aw: ...80, 100, 125, 140, 160,....

Для нарезания зубьев колес в передачах со смещением и без смещения используют один и тот же инструмент. Поэтому нарезание со смещением выполняют только у колеса.

При заданном межосевом расстоянии коэффициент смещения инструмента.

Значения коэффициента х смещения инструмента выбирают по условию неподрезания и незаострения зубьев. Предпочтительны положительные смещения, при которых одновременно повышается прочность зубьев колеса.

Рекомендуют для передач с червяком:

ЁC эвольвентным 0 ЎЬ х ЎЬ 1 (предпочтительно х = 0,5);

ЁC образованным тором 1,0 ЎЬ х ЎЬ 1,4 (предпочтительно x:= 1,1ЁC1,2).

Диаметр вершин зубьев (рис. 53):

µ §, (97)

Диаметр впадин зубьев:

µ §, (98)

Наибольший диаметр червячного колеса:

µ §, (99)

где k = 2 для передач с эвольвентным червяком; k = 4 для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.

Ширина венца червячного колеса зависит от числа витков червяка:

µ § при z =1 или 2,

µ § при z =4, (100)

Червячное колесо является косозубым с углом у w наклона зуба.

Условный угол 2д обхвата для расчета на прочность находят по точкам пересечения окружности диаметром (dal ЁC 0,5т) с линиями торцов венца червячного колеса.

Кинематика передачи. Передаточное число и червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу витков червяка.

Полный оборот колесо совершает за z2 и оборотов червяка:

µ §, (101)

где , п2 ЁC частоты вращения червяка и колеса;

d и d2 ЎЄ делительные диаметры червяка и колеса;

г1 ЁC делительный угол подъема линии витка;

и z2 ЁC число витков червяка и число зубьев колеса.

Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе нарезания зубьев принимают z2 ЎЭ 26. Оптимальным является z2 =32...63. Для червячных передач стандартных редукторов пе­редаточные числа выбирают из ряда: ...31,5; 40; 50; 63; 80

Точность червячных передач. Для червячных передач установлены 12 степеней точности, для каждой из которых предусмотрены нормы кинематической точности, нормы плавности и нормы контакта зубьев и витков. В силовых передачах наибольшее применение имеют 7ЁCя (vCK ЎЬ 10 м/с), 8ЁCя (vCK ЎЬ 5 м/с) и 9ЁCя (vCK ЎЬ 2 м/с) степени точности.

КПД червячной передачи. Роль смазывания в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка вдоль контактных линий зубьев червячного колеса.

КПД червячного зацепления определяют по формуле:

µ §, (102)

где гw ЁC угол подъема винтовой линии;

ц' ЁC приведенный угол трения;

f'= tgц' ЁC приведенный коэффициент трения (коэффициент трения, найденный с учетом угла а профиля витка).

Значения угла ц' трения в зависимости от скорости скольжения получают экспериментально для червячных передач на опорах с подшипниками качения, т.е. в этих значениях учтены потери мощности в подшипниках качения, в зубчатом зацеплении и на размешивание и разбрызгивание масла. Величина ц' снижается при увеличении vCK, так как при больших скоростях скольжения в зоне контакта создаются благоприятные условия для образования масляного слоя, разделяющего витки червяка и зубья колеса и уменьшающего потери в зацеплении.

Численное значение увеличивается с ростом угла гw подъема на начальном цилиндре до гw 40° (рис. 57).

Обычно в червячных передачах гw ЎЬ 27°. Большие углы подъема выполнимы в передачах с четырехЁCзаходным червяком и с малыми передаточными числами.

Рисунок 57 ЁC График зависимости КПД µ §от угла гw

Червячные передачи имеют сравнительно низкий КПД, что ограничивает область их применения (µ §= 0,75...0,92).

Силы в зацеплении. Силу взаимодействия червяка и колеса принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе зацепления по нормали к рабочей поверхности витка. Ее задают тремя взаимно перпендикулярными составляющими: Ft Fa, Fr. Для наглядности изображения сил червяк и червячное колесо на рис. 58, а условно выведены из зацепления.

Окружная сила Ft2 на червячном колесе:

µ §, (103)

где Т2 ЁC вращающий момент на червячном колесе, Н‡м;

d2 ЁC делительный диаметр колеса, мм.

Осевая сила Fal на червяке численно равна Ft2 :

µ §, (104)

Окружная сила Ft1 на червяке:

µ §, (105)

где ЁC вращающий момент на червяке, Н‡м;

ЁC КПД, dw1 ЁC в мм.

Осевая сила Fa2 на червячном колесе численно равна Ft1 :

µ §, (106)

Радиальная сила Fr1 на червяке (радиальная сила Fr2 на колесе численно равна Fr1), рис. 58,б:

µ §, (107)

Направление силы Ft2 всегда совпадает с направлением вращения колеса, а сила Ftl направлена в сторону, противоположную вращению червяка.

Рисунок 58 ЁC Силы, действующие в червячном зацеплении


Тема 13 Ременные передачи. (1 час)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Силы в передаче

3. Напряжение в ремне. Скольжение ремня

4. Передачи клиновым и поликлиновым ремнем

5. Передачи зубчатым ремнем


Ременная передача ЁC передача трением с гибкой связью. Она состоит из ведущего диаметром d1, ведомого диаметром d2 шкивов и ремня 1, надетого на шкивы с предварительным натяжением (рис. 59). Нагрузку передают силы трения между шкивами и ремнем.

После зубчатой передачи ременная ЁC наиболее распространенная из механических передач.

Рисунок 59 ЁC Ременная передача

В зависимости от формы поперечного сечения ремня бывают передачи: плоским ремнем (рис. 60,а), клиновым ремнем (рис. 60,б), поликлиновым ремнем (рис. 60,в), круглым ремнем (рис. 60,г). Наибольшее применение в машиностроении имеют клиновые и поликлиновые ремни.

Рисунок 60 ЁC Формы поперечного сечения ремня

Ремни изготовляют из прорезиненных тканей или синтетических материалов.

Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспособностью и долговечностью (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях). Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15м) или высоких скоростях ремня (до 100м/с).

За счет клинового эффекта в передачах клиновым и поликлиновым ремнями можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.

Ремни круглого сечения предназначены для пространственных передач малой мощности (оборудование полиграфической и текстильной промышленности, настольные станки, приборы, бытовые машины). Скорость ремня до 30м/с.

Разновидностью ременной передачи является передача зубчатым ремнем, передающая нагрузку путем зацепления ремня со шкивами.

Достоинства ременных передач.

1. Простота конструкции, эксплуатации и малая стоимость.

2. Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15м).

3. Возможность работы с высокими частотами вращения.

4. Плавность и бесшумность работы вследствие эластичности ремня.

5. Смягчение вибраций и толчков вследствие упругости ремня.

6. Предохранение механизмов от перегрузок вследствие возможного проскальзывания ремня (к передачам зубчатым ремнем это свойство не относится).

Недостатки ременных передач.

1. Большие радиальные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей.

2. Малая долговечность ремня в быстроходных передачах.

3. Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, необходимость устройств для натяжения ремня.

4. Непостоянное передаточное число вследствие неизбежного упругого скольжения ремня.

5. Чувствительность нагрузочной способности к наличию паров влаги и нефтепродуктов.

Применение. Ременные передачи применяют в приводах для передачи движения от электродвигателя или ДВС, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние должно быть достаточно большим, а передаточное число и может быть не строго постоянным (приводы металлорежущих станков, конвейеров, транспортных, дорожных, строительных и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения и (приборные и робототехнические устройства).

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50кВт, хотя может достигать 2000кВт и больше. Скорость ремня v = 5...50м/с, а в высокоскоростных передачах ЁC до 100м/с и выше.

Межосевое расстояние а ременной передачи (рис. 59) определяет в основном конструкция привода машины. Если с целью поддержания постоянного натяжения ремня предусматривают перемещение одного из шкивов, то а ЁC переменно, если на ведомую ветвь (ВМ) устанавливают натяжной ролик 2, то а ЎЄ постоянно (рис. 59,б).

Длина ремня:

µ §, (108)

где:

µ §, (109)

µ §, (110)

Угол обхвата ремнем малого шкива:

µ §, (111)

Для передачи плоским ремнем рекомендуют µ §, клиновым или поликлиновым µ §

Силы в передаче. Для создания трения между ремнем и шкивом ремню после установки на шкив создают предварительное натяжение силой Fo. Чем больше Fo, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя или холостого хода передачи (вращение без передачи полезной нагрузки) каждая ветвь ремня натянута одинаково с силой Fo (рис. 61,а).

Рисунок 61 ЁC Силы в ременной передачи

При приложении рабочего вращающего момента Т1 происходит перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь (ВЩ) дополнительно натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви (ВМ) уменьшается до F2, (рис. 61,б). Окружная сила определяется:

µ §, (112)

При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила, Н:


µ §, (113)

где А ЁC площадь сечения ремня, мм2;

р ЁC плотность материала, кг/м3,

v ЁC скорость ремня, м/с.

Сила Fц отбрасывает ремень от шкива, понижая тем самым силы трения и нагрузочную способность передачи.

Таким образом, силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня: при передаче полезной нагрузки (F1 + Fц) и (F2 +Fц) соответственно; на холостом ходу (F0 +Fц).

Нагрузка на валы и подшипники. Силы натяжения ветвей ремня нагружают шкивы, валы, на которых они установлены, и опоры валов ЁC подшипники. В покое ветви ремня нагружены силами F0 предварительного натяжения (рис. 65,а); угол между векторами ЁC (180° ЁC ѓС1). Сила, действующая на валы в неработающей передаче:

µ §, (114)

где ѓС1 ЁC угол обхвата.

При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежной силы имеем (рис. 65,б):

µ §, (115)

Рисунок 65 ЁC Определение нагрузки на валы и подшипники

Вектор FB отклонен на угол µ § от линии центров на малом шкиве в сторону ведущей ветви, а на большом ЁC в сторону ведомой ветви. Обычно сила FB, действующая на валы ременной передачи, в 2...3 раза больше окружной силы Ft, что является серьезным недостатком ременных передач.

Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число. В ременной передаче разделяют два вида скольжения ремня: упругое и буксование.

Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива сила его натяжения уменьшается от F1 до F2. А так как деформация ремня пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень под действием силы упругости укорачивается, преодолевая сопротивление силы трения в контакте ремня со шкивом. При этом ремень отстает от шкива ЁC возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от F2 до F1, ремень удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата ѓС, а лишь на части ее ЁC дуге скольжения ѓТ, которая всегда расположена со стороны сбегания ремня со шкива. Длину дуги скольжения определяет условие равновесия сил трения на этой дуге и разности сил натяжения ветвей, т.е. окружной силы: µ §.

Рисунок 66 ЁC определение скольжения ремня

При нормальной работе: µ §.

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя µ §, на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной силе натяжения набегающей ветви, а сам ремень движется вместе со шкивом без скольжения.

Скорости v1 и v2 прямолинейных ветвей равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости v1ЁCv2 определяет скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. стрелки на дуге ѓТ1 рис. 66.

Упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности сил F1 и F2, нагружающих ведущую и ведомую ветви ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости и, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

Упругое скольжение ремня характеризуют коэффициентом скольжения ѓи:

µ §, (116)

где v1 и v2 ЁC окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно ѓи = 0,01...0,02.

Буксование. По мере роста окружной силы Ft, уменьшается дуга покоя, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значительной перегрузке дуга скольжения ѓТ1 достигает значения дуги обхвата ѓС1 и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т.е. буксует. При буксовании ремня на ведущем шкиве ведомый шкив останавливается ЁC передача неработоспособна.

Передаточное число. Окружные скорости шкивов передачи

µ §, (117)

где v1 и v2 ЁC частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, минЁC1;

d1 и d2 ЁC диаметры этих шкивов, мм.

Передаточное число ременной передачи:

µ §, (118)

Упругое скольжение, зависящее от значения окружной силы Ft, является причиной некоторого непостоянства передаточного числа ременных передач.

Рекомендуют для передач плоским ремнем иµ §5, клиновым иµ §7, поликлиновым иµ §8, зубчатым иµ §12.

В машиностроении преимущественно применяют передачи клиновым или поликлиновым ремнем.

Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение (рис. 67). Ремни работают на шкивах с канавками соответствующего ремню профиля. Профили ремней и канавок шкивов имеют контакт только по боковым (рабочим) поверхностям ремней и боковым граням канавок шкивов. Между внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор.

Рисунок 67 ЁC Поперечное сечение клинового ремня

В передаче часто применяют несколько клиновых ремней (комплект).

Достоинством этой передачи по сравнению с передачей плоским ремнем является то, что благодаря повышенному (до трех раз) сцеплению ремня со шкивами, обусловленному эффектом клина, она может передавать большую мощность, допускает меньший угол обхвата на малом шкиве, а следовательно, и меньшее межосевое расстояние а, допускает бесступенчатое регулирование скорости (ременные вариаторы).

Недостатками являются большие напряжения изгиба вследствие значительной высоты ремня, большие потери на внешнее и внутреннее трение, большая стоимость изготовления шкивов и неодинаковая работа ремней в комплекте вследствие отклонений в их длине.

Рекомендуют применять передачи клиновыми ремнями при малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, вертикальном расположении осей валов. Их можно встретить в приводах станков, промышленных установок, вентиляторов, в транспортных, дорожно-строительных и сельскохозяйственных машинах. Клиновые передачи применяют для мощностей до 200кВт.

Поликлиновые ремни ЎЄ бесконечные плоские ремни с продольными ребрами ЁC клиньями, входящими в кольцевые клиновые канавки на шкивах (рис. 68). В поликлиновых ремнях корд 1 из высокопрочного полиэфирного шнура расположен в тонкой плоской части. Резина 2 над кордом и по ребрам ремня защищена оберткой 3. Выпускают также ремни без обертки, обеспечивающие коэффициент трения в 2 раза выше, чем при наличии обертки, что увеличивает тяговую способность, позволяет снижать предварительное натяжение.

Рисунок 68 ЁC Поперечное сечение поликлинового ремня

Изготовляют ремни трех сечений (в порядке увеличения высоты H ремня, высоты h ребра, шага р): К, Л и М. Размер ѓФ определяет положение нейтрального слоя.

Поликлиновые ремни сочетают достоинства ремней плоских (гибкость) и клиновых (высокая тяговая способность). Благодаря высокой гибкости допускают применение шкивов малых диаметров. Поликлиновые ремни могут работать при скоростях до 65м/с.

Рабочая поверхность расположена по всей ширине ремня, что обусловливает высокую нагрузочную способность: при одинаковой передаваемой мощности ширина b поликлинового ремня существенно меньше ширины комплекта клиновых ремней нормальных сечений. Поликлиновую передачу применяют при мощностях до 1000кВт.

Малая масса ремня способствует снижению уровня его колебаний. Однако передачи поликлиновыми ремнями чувствительны к относительному осевому смещению шкивов и отклонению от параллельности осей валов.

Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на внутренней поверхности (рис. 69). При работе передачи зубья ремня входят во впадины соответствующего профиля на шкивах. Передача зубчатым ремнем работает по принципу зацепления.

Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, уменьшает влияние угла обхвата (межосевого расстояния) на тяговую способность, что позволяет уменьшить габариты передачи и реализовать большие передаточные числа.

Рисунок 69 ЁC Зубчатые ремни

Достоинства передач зубчатым ремнем.

1. Постоянное передаточное число.

2. Малое межосевое расстояние.

3. Небольшие нагрузки на валы и подшипники.

4. Большое передаточное число (u<12).

5. Низкий уровень шума и отсутствие динамических нагрузок вследствие эластичности ремня и упругости зубьев.

Недостатки передач зубчатым ремнем.

1. Сравнительно высокая стоимость.

2. Чувствительность к отклонению от параллельности осей валов.

Применение. Передачу зубчатым ремнем применяют как в высоконагруженных передачах (например, кузнечно-прессовое оборудование), используя ее высокую тяговую способность, так и в передачах точных перемещений (в связи с постоянством передаточного числа): приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппаратура, робототехника и др.

Мощность, передаваемая зубчатым ремнем, до 100кВт; скорость ремня до 60м/с; КПД передачи 0,94...0,98.

В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни выпускают двух видов: сборочные и литьевые.


Тема 14 Цепные передачи. (1 час)

План лекции:

1. Общие сведения.

2. Роликовые приводные цепи

3. Зубчатые приводные цепи

3. Силы в ветвях цепи

4. Натяжение цепи.

5. КПД цепных передач


Цепная передача ЁC это передача зацеплением с гибкой связью. Движение передает шарнирная цепь 1, охватывающая ведущую 2 и ведомую 3 звездочки и зацепляющаяся за их зубья (рис. 70).

Рисунок 70 ЁC Цепная передача

Достоинства цепных передач.

1. По сравнению с зубчатыми цепные передачи могут передавать движение между валами при значительных межосевых расстояниях (до 8 м).

2. По сравнению с ременными передачами: более компактны, передают большие мощности, требуют значительно меньшей силы предварительного натяжения, обеспечивают постоянство передаточного числа (отсутствует скольжение и буксование).

3. Могут передавать движение одной цепью нескольким ведомым звездочкам.

Недостатки цепных передач.

1. Значительный шум при работе вследствие удара звена цепи о зуб звездочки при входе в зацепление, особенно при малых числах зубьев и большом шаге (этот недостаток ограничивает применение цепных передач при больших скоростях).

2. Сравнительно быстрое изнашивание шарниров цепи, необходимость применения системы смазывания и установки в закрытых корпусах.

3. Удлинение цепи вследствие износа шарниров и сход ее со звездочек, что требует применения натяжных устройств.

Применение. Цепные передачи применяют в станках, мотоциклах, велосипедах, промышленных роботах, буровом оборудовании, строительно-дорожных, сельскохозяйственных, полиграфических и других машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния, когда применение зубчатых передач нецелесообразно, а ременных невозможно. Цепные передачи наибольшее применение получили для передачи мощностей до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с.

Приводные цепи. Приводная цепь ЁC главный элемент цепной передачи ЁC состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Помимо приводных бывают тяговые и грузовые цепи, которые в дальнейшем не рассмотрены.

Основные типы стандартизованных приводных цепей: роликовые, втулочные и зубчатые

Роликовые приводные цепи. Состоят из двух рядов наружных 1 и внутренних 2 пластин (рис. 71). В наружные пластины запрессованы оси 3, пропущенные через втулки 4, запрессованные в свою очередь во внутренние пластины. На втулки предварительно надеты свободно вращающиеся закаленные ролики 5. Концы осей после сборки расклепывают с образованием головок, препятствующих спаданию пластин. При относительном повороте звеньев ось проворачивается во втулке, образуя шарнир скольжения. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который, поворачиваясь на втулке, перекатывается по зубу звездочки. Такая конструкция позволяет выровнять давление зуба на втулку и уменьшить изнашивание как втулки, так и зуба.

Рисунок 71 ЁC Роликовая приводная цепь

Пластины очерчены контуром, напоминающим цифру 8 и обеспечивающим равную прочность пластины во всех сечениях.

Шаг Р цепи является основным параметром цепной передачи. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи.

Делительная окружность звездочек проходит через центры шарниров цепи. Из треугольника ОАВ (рис. 72):

µ §, (119)

где z ЁC число зубьев звездочки.

Шаг Р у звездочек измеряют по хорде делительной окружности.

Роликовые цепи имеют широкое распространение. Их применяют при скоростях v µ § 15 м/с.

Рисунок 72 ЁC Геометрия роликовой приводной цепи

Втулочные приводные цепи по конструкции подобны роликовым, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает ее массу, но существенно увеличивает износ втулок цепи и зубьев звездочек. Втулочные цепи применяют в неответственных передачах при v < 1 м/с.

Втулочные и роликовые цепи изготовляют однорядными (рис. 71) и многорядными с числом рядов 2, 3, 4 и более. Многорядная цепь с меньшим шагом Р позволяет заменить однорядную с большим шагом и тем самым уменьшить диаметры звездочек, снизить динамические нагрузки в передаче. Многорядные цепи могут работать при существенно больших скоростях движения цепи. Нагрузочная способность цепи возрастает почти прямо пропорционально числу рядов.

Соединение концов цепи при четном числе ее звеньев производят соединительным звеном, при нечетном ЁC менее прочным переходным звеном с изогнутыми пластинами. Поэтому применяют цепи с четным числом звеньев.

Рисунок 73 ЁC Зубчатая приводная цепь

Зубчатые приводные цепи состоят из звеньев, составленных из набора пластин 1, шарнирно соединенных между собой (рис. 73). Каждая пластина имеет по два зуба и впадину между ними для размещения зуба звездочки. Пластины в звеньях раздвинуты на ширину одной или двух пластин сопряженных звеньев.

Число пластин определяет ширина цепи В (рис. 73), которая зависит от передаваемой мощности. Рабочими являются грани пластин, наклоненные одна к другой под углом 60°. Этими гранями каждое звено цепи вклинивается между двумя зубьями звездочки, имеющими трапециевидный профиль. Благодаря этому зубчатые цепи работают плавно, с малым шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку и допускают высокие скорости.

Для устранения бокового спадания цепи со звездочек применяют внутренние (расположенные по середине ширины цепи) или боковые направляющие пластины. Направляющие пластины представляют собой обычные пластины, но без выемок для зубьев звездочек. Для внутренних направляющих пластин на зубьях звездочек выполняют проточки соответствующего профиля.

Делительный диаметр d звездочки для зубчатых цепей больше ее наружного диаметра.

Относительный поворот звеньев обеспечивают шарниры скольжения или качения. Шарнир скольжения (рис. 74,а) состоит из оси 1, двух вкладышей 2 и 3, закрепленных в фигурных пазах пластин: 2 в пластине А, 3 в пластине В. При повороте пластин вкладыш 2 скользит по оси, поворачиваясь в пазу пластины В, а вкладыш 3 ЁC в пазу пластины А. Вкладыши позволяют увеличить площадь контакта в 1,5 раза. Шарнир допускает поворот пластины на угол ѓЪmax. Обычно ѓЪmax = 30°. Шарнир качения (рис. 74,б) состоит из двух призм 1 и 2 с цилиндрическими рабочими поверхностями и длиной, равной ширине цепи. Призмы опирают на лыски. Призма 1 закреплена в фигурном пазе пластины В, призма 2 ЁC в пластине А. Призмы при повороте звеньев обкатываются одна по другой, обеспечивая чистое качение. Цепи с шарнирами качения более дорогие, но имеют малые потери на трение.

По сравнению с роликовыми зубчатые цепи тяжелее, сложнее в изготовлении и дороже. Область применения зубчатых цепей сокращается.

Преимущественное применение в настоящее время имеют передачи роликовыми и втулочными цепями.

Рисунок 74 ЁC Шарниры скольжения и качения

Материал цепей. Цепи должны быть износостойкими и прочными. Пластины цепей изготовляют из сталей марок 50, 40Х и других с закалкой до твердости 40...50 HRC. Оси, втулки, ролики и призмы ЁC из цементуемых сталей марок 20, 15Х и других с закалкой до твердости 52...65HRC. Повышением твердости деталей можно повысить износостойкость цепей.

Оптимальное межосевое расстояние передачи (рис. 70) принимают из условия долговечности цепи:

µ §, (120)

где Р ЁC шаг цепи.

Силы в ветвях цепи. Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена силой F1 состоящей из полезной (окружной) силы Ft, силы F0 натяжения от силы тяжести ведомой ветви цепи и силы Fц натяжения от действия центробежных сил:

µ §, (121)

Окружная сила Ft (H), передаваемая цепью:

µ §, (122)

где d ЁC делительный диаметр звездочки, мм; Т ЁC в Нм.

Натяжение F0 (H) от силы тяжести при горизонтальном или близком к нему положении линии, соединяющей оси звездочек:

µ §, (123)

где q ЁC масса 1 м цепи, кг/м;

g = 9,81 м/с2 ЁC ускорение свободного падения;

а ЁC межосевое расстояние, м;

f ЁC стрела провисания ведомой ветви, м (рис. 25.8).

При вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек:

µ §, (124)

Натяжение цепи от центробежных сил (Н):

µ §, (125)

где v ЁC скорость движения цепи, м/с.

Сила Fц действует на звенья цепи по всему ее контуру и вызывает дополнительное изнашивание шарниров.

Рисунок 75 ЁC Провисание ведомой ветви

Цепь передачи проверяют на прочность, сопоставляя значения разрушающей силы, приводимой в стандарте, и силы натяжения ведущей ветви, которую при этом вычисляют с учетом дополнительного динамического нагружения от неравномерного движения цепи, ведомой звездочки и приведенных к ней масс.

Нагрузка на валы звездочек. Центробежная сила валы и опоры не нагружает. Расчетная нагрузка Fв на валы цепной передачи несколько больше полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от собственной силы тяжести. Условно принимают:

µ §, (126)

где µ § ЁC коэффициент нагрузки вала; µ §=1,15 ЁC для горизонтальных передач, µ §=1,05 ЁCдля вертикальных.

Направление силы Fв ЁC по линии центров звездочек.

Натяжение цепи. По мере изнашивания шарниров цепь вытягивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается (рис. 75), что вызывает захлестывание звездочки цепью.

Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке ЁC два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вследствие износа деталей шарниров.

КПД передачи зависит от потерь на трение в шарнирах цепи, в контакте цепи с зубьями звездочек, в опорах валов, а также от потерь на перемешивание масла при смазывании погружением: ѓШ=0,95...0,97. При нерегулярном периодическом смазывании ѓШ=0,92...0,94.


Рекомендуемая литература

1. Гузенков П.Г. Детали машин. ЁC М.: Высшая школа,1986.

2. Иванов М.Н. Детали машин. ЁC М.: Высшая школа, 1991.

3. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. ЁC М.: Машиностроение, 2004.


1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   14

Похожие:

Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconПрограмма вступительного экзамена в аспирантуру по специальной дисциплине
Классификация деталей машин. Краткий исторический обзор развития конструкций деталей машин. Развитие теории деталей машин. Роль отечественных...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconЗадача курса «Деталей машин»
Задача курса «Деталей машин» дать необходимые знания для правильного выбора деталей машин, а также развить навыки конструирования...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconИ д етали машин – XXI век
Заведующие кафедрами, профессора и преподаватели общеинженерных дисциплин «Машиноведение и детали машин», «Основы проектирования...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconТехнология разработки программных продуктов курсовое проектирование методические указания Дмитров, 2006 Курсовое проектирование: Учебно
Специальность «Программное обеспечение вычислительной техники и автоматизированных систем»
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconПрограмма вступительного экзамена по специальности
Расчеты, проектирование, модернизация деталей, узлов механизмов машин и агрегатов, перерабатывающих пищевые материалы. Методы и методики...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин icon«Технология обслуживания и ремонта машин в апк» контрольные вопросы по дисциплине деталей машин и основы конструирования для госэкзамена. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин
Методы выбора допускаемых напряжений и запаса Требования, предъявляемые к деталям машин при их проектировании и конструировании
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconКурсовое проектирование по технологии машиностроения
Козлова Т. А. Курсовое проектирование по технологии машиностроения [Текст]: учеб пособие 2-е изд., перераб и доп. Екатеринбург: Изд-во...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconМетодические указания Алюминиевые сплавы в производстве деталей механизмов и машин
В методических указаниях рассматриваются технологические возможности использования алюминиевых сплавов при изготовлении деталей механизмов...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconА. О. Горленко упрочнение поверхностей трения деталей машин
Рассмотрены технология, оснастка, управляемый источник питания для электромеханической обработки поверхностей трения деталей машин...
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин iconМетодические указания по выполнению курсового проекта дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Для специальности: 190201 «Автомобиле и тракторостроение»
Кроме этого, курсовое проектирование предусматривает ознакомление с конструкциями и овладение навыками расчетов и конструирования...
Разместите кнопку на своём сайте:
Библиотека


База данных защищена авторским правом ©lib.znate.ru 2014
обратиться к администрации
Библиотека
Главная страница