12.3.2 Порядок расчета

Расчет ремней ведется по тяговой способности, которая характеризуется кривыми скольжения и КПД. На рис. 12.6 представлены экспериментальные кривые. По оси ординат откладывают относительное скольжение ξ и КПД η, а по оси абсцисс коэффициент тяги передачи

φ =

Коэффициентn тяги φ показывает, какая часть предварительного натяжения F₀ используется для передачи окружной силы F_t исключая буксование передачи. Из кривых скольжения следует, что наивыгоднейшая тяговая способность ремня соответствует критическому значению коэффициента тяги φ_к. Экспериментально установлено, что в среднем для плоских ремней φ_к = 0,4. ..0,6, для клиновых ремней φ_к = 0,7. ..0,9.

Расчет плоскоременной передачи по тяговой способности производят следующим образом: определяют напряжение от полезной нагрузки σ_t= 2σ₀ φ_к и допускаемое напряжение

Рис. 12.5 Рис. 12.6

где а = 2...3 МПа; = 10. ..17 МПа; δ — толщина ремня; — диаметр меньшего шкива;

затем вычисляют расчетное допускаемое напряжение для плоского ремня:

где С — коэффициент, учитывающий особенности ременной передачи С = 0,3. ..1,05, Он зависит от а, υ , нагрузки. При υ ≤≤ 20 м/с и умеренной нагрузке С = 0,7. Условие прочности ремня:

,

где

Используя последнюю формулу, можно определить ширину ремня

При расчете клиновых ремней в начале выбирают сечение ремня, исходя из передаваемой мощности и частоты вращения (рис. 12.7). Область применения каждого сечения (А, Б, В, Г, Д) расположена выше собственной линии предыдущего сечения. Затем определяют требуемое количество ремней по формуле z = /(р_о ), где — мощность на ведущем шкиве; Р₀ — допускаемая мощность на один ремень; — коэффициент, учитывающий особенности передачи (режим работы,

Рис. 12.7

длину ремня, неравномерность нагрузки ремней); С₁ = 0,5...1,1; при умеренной нагрузке С₁ = 0,9.

12.4 Зубчатые механизмы. Прямозубые цилиндрические передачи

Зубчатые механизмы чаще по сравнению с механизмами других видов применяются в машиностроении, приборостроении, в техни­ческих системах. Они служат для преобразования вращательного дви­жения ведущего звена и передачи моментов сил. Достоинствами таких передач являются постоянство заданного передаточного отношения, компактность, высокий КПД (0,92...0,98), наличие небольших сил давления на валы и опоры, высокая надежность, простота обслужива­ния. К недостаткам можно отнести сложность и высокую точность изготовления и сборки, наличие шума при работе, невозможность плавного бесступенчатого регулирования скорости вращения ведо­мого звена.

Все понятия, параметры и их обозначения, относящиеся к гео­метрии и кинематике зубчатых передач, стандартизированы. Меньшее из пары зубчатых колес принято называть шестерней, большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» можнo применять как к шестерне, так и к колесу зубчатой передачи. Индексы «1» и «2» при­сваивают параметрам шестерни и колеса соответственно.

Зацепление зубчатых колес можно кинематически представить как качение без скольжения друг по другу двух поверхностей, назы­ваемых начальными. Для цилиндрических передач — это цилиндры, для конических — конусы. Точку качения начальных поверхностей определяют как полюс зацепления.

По числу пар зацепляющихся колес зубчатые переда­чи бывают одно-, двух- и многоступенчатыми. По взаимному расположению осей их делят на цилиндрические — с парал­лельными осями (рис. 14.1, a), конические — с пересекающимися осями (рис. 14.1, д), червячные (рис. 14.1, з), винтовые (рис. 14.1, w) — со скрещивающимися в пространстве осями. По расположению зубьев относительно образующих начальной поверхности колеса зубчатые передачи делят на прямозубые (рис. 12.8, а) и косозубые (рис. 12.8, б, в)_, шевронные (рис. 12.8, в) и с круговым зубом (рис. 12.8, ж).

Прямозубыми называются зубчатые колеса (передачи), направле­ние каждого зуба которых совпадает с образующей начальной поверх­ности (цилиндра или конуса), косозубыми — колеса, направление зуба которых составляет некоторый постоянный угол с обра­зующей начальной поверхности, шевронными — колеса (рис. 12.8, в), зубчатый венец которых образуется из двух рядов косых зубьев проти­воположного направления.

Рис. 12.8

Конические колеса могут быть прямозубыми, косозубыми и с кру­говым зубом (рис. 12.8, д, е, ж соответственно).

Зацепление зубчатых колес может быть внешним и внутренним (рис. 12.8, г).

Реечные зубчатые передачи (рис. 12.8, к) преобразуют враща­тельное движение в поступательное, или наоборот.

Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зубьев. Эвольвентное зацепление мало чувствительно к отклонениям межосевого расстояния, поэтому не нарушается пра­вильность зацепления. Профиль зубьев инструмента для нарезания эвольвентных зубчатых колес может быть прямолинейным. Изготов­ление и контроль таких колес относительно просты. Одним инструмен­том можно нарезать колеса с разным числом зубьев. Траекторией точ­ки контакта эвольвентных профилей зубьев является прямая линия.

По конструктивному исполнению корпуса зубча­тые передачи бывают открытыми и закрытыми. Открытые передачи не имеют защиты от попадания пыли и грязи, закрытые имеют жест­кий корпус и работают в масляной ванне.

По характеру работы передачи могут быть реверсивными и нереверсивными. Реверсивные передачи характеризуются пооче­редным изменением направления движения ведущего звена на про­тивоположное.

По величине окружной скорости различают передачи тихоходные (до 3 м/с), средних скоростей (3...15 м/с) и быстроходные (свыше 15 м/с).