Цепные передачи.

Общие сведения. Принцип действия и сравнительная оценка. Цепная передача изображена на рис.1. Она основана на зацеп­лении цепи 1 и звездочек 2. Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатыми колесами). Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения (среднего за оборот) и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры. Угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала 1 нескольким ведомым 2 рис.2.

Цепные передачи имеют и недостатки. Основной причиной этих недостатков является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки, необходимость организации системы смазки.

Область применения. Цепные передачи применяют при значительных межосевых расстояниях, а также для передачи движения от одного ведущего вала нескольким ведомым в тех случаях, когда зубчатые передачи неприменимы, а ременные недостаточно надежны.

Мощность P=F_tv. Скорость цепи и частота вращения звездочки v= nzp_ц/60, рц—шаг цепи, м; п— частота вращения звездочки, мин-1. Передаточное отношение i=n₁/n₂=z₂/z₁ Распространенные значения до 6. При больших значениях становится нецелесообразным выполнять односту­пенчатую передачу из-за больших ее габаритов.

КПД передачи. Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну учитывают также потери на перемешивание масла. Среднее значение КПД 0,96...0,98.

Межосевое расстояние и длина цепи. Минимальное межосевое расстояние ограничивается минимально допустимым зазором между звездочками (30...50 мм): a_min = (d_a1 +d_a2)/2 + (30... 50), d_a— наружный диаметр звездочки. Длина цепи, выраженная шагах или числом звеньев цепи: L_p=2a/p_ц+(z₁+z₂)/2+( (z₂-z₁)/2П)^2 )*P_ц/а

 

 

№15 косозубая передача

Параметры передачи :

1)угол наклона зубьев 7-20

В косозубой передачи 2 сопряженных колеса должно имееть равные углы наклона. При этом на одном колесе линия наклона зубьев должна быть правой ,а на другой левой. С увеличением угла наклона плавное зацепление и нагрузочная способность передачи повышается ,но при этом увелич. Осевая сила ,потому значение угла ограничивают.

2)при расчете косозубых передач учитывают 2 шага:а)нори.шаг зубьев в норм сечении

б) окруж.шаг в торцевом сечении

при этам

3)согласно шагам учитывают 2 модуля:

а)окружной :

б)нормальный:

за расчетный приним.норм.модуль,значение к-го стандартизированы

4)диаметры делительный и начальный:

5)диаметры вершин и впаден зубьев:

6)межосевое расстояние:

7)эквивалентное колесо.Профиль зуба опред-ют его размеры и формы в норм. Сечении принято опред-ть через параметры эквивалентного кривозубого колеса,в к-ром эквивалентное зубьев опред:

8)силы зацепления.у косозубой передачи норм. Силы рассклад на 3 состав-ие:

*окружную силу

*радиальную силу

*осевую силу

 

№16.шевронные передачи

В шевронных колесах каждая половина колеса нарезается со встречным углом наклона поэтому сила взаимно уравновешивается. И на подшипники не передается .это позволяет применять шевронные передачи с углом от 28 до 40

Шевронные цилиндрические передачи обладают крайне высокой плавностью работы. Шестерни этих передач представляют собой сдвоенные косозубые шестерни, но они имеют больший угол зубьев, чем косозубые. Стоимость изготовления шевронных зубчатых колес высокая, они требуют специализированных станков и высокой квалификации рабочих.

 

№17.ременные передачи. Общие сведения

Ременная передача состоит из ведущего шкива и ремня ,надетого на шкивы с натяжением и передающего окр.силу с помощью трения . предусматривает также натяжения устройство.

В зав-сти от форм. Поперечного сечения ремня различают плоско-ременную, клиноременную, поли-клиноременную передачи.

Наиб.распр. имеют клиноременные передачи. условием работы ременных передач явл. Натяжением ремня, которое должно сохраняться во время эксплуатации .натяжение обеспечивает:

*перемещением одного из шкивов

*натяжным роликом

*автом.устройством,обеспеч.регулир-ие натяжения в зав-ти от нагрузки.

Для увелич. Силы трения , ремни делаются из фрикционных мат-ов.для изготов. ремней прим. также кожа, шерстяные ткани, пластмасса и др. материалы.

Основные достоинства(по сравнению с зубчатами передачами)

1)возможность передачи нагрузки на значит.расстояния

2)простота конструкции и экономичность передачи

3)плавность и бесшумность в работе

4)предохранение других механизмов от поломок при перегрузках за счет возможного проскальзывания ремня.

Недостатки

1)непостоянство передачного числа из-за проскальзывания ремня.

2)повыш. Давление на валы и опоры от натяжения ремня

3)увелич.размеры по сравнению с зубчатыми передачами (при передаче той же мощности)

4)электризация ремней при работе что огранич. Их применение во взрыво-опасных местах.

Ременные передачи целесообразно устанавливать на линии нагруженных быстроходных ступенях приводов.

 

№18.Кинематические параметры ременной передачи.

V1=πd1n1/60; V2=πd2n2 ; d1,d2-диаметр ведущего и ведомого шкивов,

,n1,n2-частота вращения ведущего и ведомого шкивов

В следствии скольжения ремня: V2=V1(1-ε), ε-коэф.скольжения.

При этом перед.отнош.: u=n1/n2=d2/d1(1- ε), ε=V1-V2/V1

Величина ε зависит от нагрузки поэтому в ремен. Передаче перед.отнош. не явл-ся строго постоянным, при норм.пост. нагрузках ε=0,01-0,02

 

№19.Геометрические зависимости в ременной передаче.

,а-межосевое расстояние; ɣ-угол м/у ветвями ремня; α1-угол обхвата ремнем малого шкива,α1=180º-ɣ, sin ɣ/2=d2-d1/2*a

Учитывая ɣ/2 практически не превышает 15º имеем: ɣ=d2-d1/a; ɣ=57º*(d2-d1/a).

При этом : α1=180º-57º*(d2-d1/a).

L(длина ремня) опред. как сумма дуг 2х шкивов на угол обхвата и длин прямолинейных участков ремня: L=2*a+0,5π( d2+d1)+(d2-d1)2/4a

При заданной длине ремня L опред.межосевое расстояние :

,aw=1/8[2L+π(d2-d1)+([2L-π(d2+d1)]2-8(d2-d1)2])^1/2

 

№20.Общие сведения и классификации.

Червяная передача относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов, углом перекрещ-ия обычно =90 градусов. Ведущее колесо (червяк) выполнено с малым числом витком (z1=1-4),а ведомые (червяч.колесо) имеют большое число зубьев(z2≥28)

Классификация :1)по расположению червяка по отношению колеса с ниж.червяком (v<5м/c);

2)с верхним(v>м/с); 3) боковым червяком

По форме поверх-ти на к-рой нарезаются ветки червяка: -цилиндрическая поверх-ти; -глобоидная

По форме профиля витка цилиндр.червяка:1)архимедовый,2)эвольвентный,3)конволютный

Червяки изгот.стальными,рабочее профили витков закаливаются до выс.твердости и шлифуются.

Червячное колесо- это косозубое колесо с зубьями особой арочной формы: они огибают тело червяка для увелич.длины линии контакта, угол наклона зубьев определяется углом подъема витков червяка(винтовой линии),т.к. червяк –это винт для к-ого характерно трения скольжения, то для умен. трения зубья червячных колес необх-мо изгот-ть из антифрикционных мат-лов. Т.о. конструтивно червячные колеса выполняют либо цельными из антифр.чугуна или бронзы(для малых размеров),либо составными: зубчатый венец выполняется из антифр.мат-ла (н-р бронзы) а центр колеса из обычного чугуна (реже из стали).

Достоинства черв.передач:

1)возможность получения большого перед.отношения, в редукторах перед.число может быть до 80

2)плавность и бесшумность работы, возможность точных делительных перемещений

3)возможность осущ-ия самоторможения при передаче движения от червяка к колесу.

Недостатки:

1)низкий кпд

2)Повыш.износ и нагрев

3)необ-ть применения для колеса дорогостоющих антифркц.мат-лов.

 

№21. Основные параметры червяка.

Червяк:1) шаг червяка p=πm, m-расчетный модуль к-ый выбирают по стандарту. Червяки могут быть 1,2,(3),4х-заходными. Многозаходные червяки хар-ся ходом линии витка pz=p*z1

2) делительный угол подъема линии витка: tgɣ=pz /π*d1=p*z/π*d1=m*z1/d1=m*z1/q*m=z1/q

3) делительный диаметр червяка: d1=q*m

4) коэф.диаметр червяка: q=z1/tg ɣ; q=d1/m; q>0,25z2

5) высота головки и ножки червяка: ha1=m; hf1=1,2m

6) диаметр вершин витков червяка: da1=d1+2ha1=d1+2m

7) диаметр впадин витков червяка: df1=d1-2hf1=d1-2,4m

8) длина нарезанной части червяка: b1=(C1+C2*z2)*m+3*m

при z1=1;2 C1=11; C2=0,06

при z1=3;4 C1=12,5; C2=0,09

 

№22. Основные параметры червячного колеса.

1)делительный диаметр: d2=m*z2

Минимальное число зубьев червячного колеса опред.из условия отсутствия позрезания и обеспечения достаточной пов-ти зацепления z2min=28, z2max=80

2) высота головки и ножки зуба: ha2=m; hf2=1,2m

3) диаметр вершин зубьев: da2=d2+2ha2=d2+2m

4) диаметр впадин зубьев: df2=d2-2hf2=d2-2,4m

5) наибольший диаметр червячного колеса: da2max=da2+Gm/z1+2

6) ширина венца червячного колеса: при z1=1-3; b2=0,75*da1 ; при z1=4; b2=0,67*da1

7) условный угол обхвата червяка колесом: sin δ=b2/da1-0,5*m

8) межосевое расстояние: aw=d1+d2/2=m(q+z2)/2

9) передаточное число u опред из условия, что за один оборот червяка колесо повернется на число зубьев = числу витков червяка: u=w1/w2=z2/z1

 

№23. Скольжения в червячной передаче. КПД. При движении витки червяка скользят по зубьям колеса. Скорость скольжения vs направлено по касательной к винтовой линии червяка. Она = геом разности окружных ск-ей v1 и v2 червяка и колеса vs=v1 - v2 ,

Большое скольжение в червячной передаче служит причиной пониженного КПД, повышенного износа и склонности к заеданию. КПД червячной передачи опред по формуле: η=ηn*ηp*ηз

ηn-кпд подшибников; ηp-кпд разбрызгивания; ηз-кпд в зацеплении

ηз=tg ɣ/tg(ɣ+p)

здесь ρ- приведенный угол трения, зависит от ск-ти скольжения, материала червячной пары, шероховатости рабочей пов-ти, кач-ва смазки. ТО ρ учитывает ŋp и ŋn. Поэтому общий КПД червячной пары: η=tg ɣ/tg(ɣ+p)

и кпд черв.передачи наход.в предалах η=0.7-0.9 (до 0,5)