Механические передачи трением

Тема 5

Механические передачи трением

ПЛАН ЛЕКЦИИ ТЕМА 5

Классификация механических передач

• Передача вращательного движения производится одним из следующих способов:
• непосредственным соприкосновением двух тел, одно из которых связано жестко с ведущим, а другое — с ведомым валом;
• посредством гибких тел, сцепляющихся с телами, жесткосвязанными с ведущим и ведомым валами.
• Первый из этих способов осуществляется в передачах фрикционной, зубчатой и червячной, второй — в передачах ременной и цепной.
• Передача вращательного движения может производиться с увеличением или уменьшением угловой скорости вращения, а также без ее изменения.

Классификация механических передач и их назначение

• Передачи по принципу работы разделяются на:
• Передачи зацеплением:
• с непосредственным контактом (зубчатые и червячные);
• с гибкой связью (цепные, зубчато-ременные).
• Передачи трением (сцеплением трущихся поверхностей):
• с непосредственным контактом поверхностей (фрикционные);
• с гибкой связью (ременные).
•  

Передаточное число и передаточное отношение

• Отношение угловых скоростей вращения обоих валов называется передаточным отношением. Передаточное отношение может быть, следовательно, выражено отношением угловой скорости ведущего вала к угловой скорости ведомого вала или наоборот.

• Передаточное отношение в направлении силового потока, т. е. отношение угловой скорости ведущего вала к угловой скорости ведомого, называется передаточным числом.

Фрикционные передачи

• Передают движение за счёт сил трения ( лат. frictio – трение ). Простейшие передачи состоят из двух цилиндрических или конических роликов - катков.
• Главное условие работы передачи состоит в том, что момент сил трения между катками должен быть больше передаваемого вращающего момента. Передаточное отношение цилиндрической фрикционной передачи определяют как отношение частот вращения или диаметров тел качения.
•   U = n 1 / n 2 = D 2 /[ D 1 ( 1-  )] ,
• где ε – коэффициент скольжения ( 0,05 - для передач "всухую"; 0,01 – для передач со смазкой и большими передаточными отношениями).

Использование материалов презентации

Использование данной презентации, может осуществляться только при условии соблюдения требований законов РФ об авторском праве и интеллектуальной собственности, а также с учетом требований настоящего Заявления.

Презентация является собственностью авторов. Разрешается распечатывать копию любой части презентации для личного некоммерческого использования, однако не допускается распечатывать какую-либо часть презентации с любой иной целью или по каким-либо причинам вносить изменения в любую часть презентации. Использование любой части презентации в другом произведении, как в печатной, электронной, так и иной форме, а также использование любой части презентации в другой презентации посредством ссылки или иным образом допускается только после получения письменного согласия авторов.

.

Схема фрикционной передачи

Поскольку всё это следствие высоких контактных напряжений сжатия, то в качестве проектировочного выполняется расчёт по допускаемым контактным напряжениям [29]. Здесь применяется формула Герца-Беляева, которая, собственно говоря, и была выведена для этого случая. Исходя из допускаемых контактных напряжений, свойств материала и передаваемой мощности определяются диаметры фрикционных колёс

Расчет фрикционных передач

• Поскольку всё это следствие высоких контактных напряжений сжатия, то в качестве проектировочного выполняется расчёт по допускаемым контактным напряжениям . Здесь применяется формула Герца-Беляева, которая, собственно говоря, и была выведена для этого случая. Исходя из допускаемых контактных напряжений, свойств материала и передаваемой мощности определяются диаметры фрикционных колёс :

Фрикционные передачи

• Основные требования к материалам фрикционных колёс:
• высокая износостойкость и поверхностная прочность;
• высокий коэффициент трения (во избежание больших сил сжатия);
• высокий модуль упругости (чтобы площадка контакта, а значит и потери на трение были малы).

• Достоинства фрикционных передач:

• простота тел качения;
• равномерность вращения, что удобно для приборов;
• возможность плавного регулирования скорости;
• отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи.

• Недостатки фрикционных передач :

• потребность в прижимных устройствах;
• большие нагрузки на валы, т.к. необходимо прижатие дисков;
• большие потери на трение;
• повреждение катков при пробуксовке;
• неточность передаточных отношений из-за пробуксовки.

Ременные передачи

Являются разновидностью фрикционных передач, где движение передаётся посредством специального кольцевого замкнутого ремня. Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания .

Схема ременной передачи

ОСНОВНЫЕ СЕЧЕНИЯ РЕМНЕЙ

• Ремни имеют различные сечения:
• а) плоские, прямоугольного сечения;
• б) трапециевидные, клиновые;
• в) круглого сечения;
• г) поликлиновые.

• Достоинства ременных передач :

• передача движения на средние расстояния;
• плавность работы и бесшумность;
• возможность работы при высоких оборотах;
• дешевизна.

• Недостатки ременных передач:

• большие габариты передачи;
• неизбежное проскальзывание ремня;
• высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;
• потребность в натяжных устройствах;
• опасность попадания масла на ремень;
• малая долговечность при больших скоростях.

Виды натяжения ремней

• Для создания трения ремень надевают с предварительным натяжением F o . В покое или на холостом ходу ветви ремня натянуты одинаково. При передаче вращающего момента Т 1 натяжения в ветвях перераспределяются: ведущая ветвь натягивается до силы F 1 , а натяжение ведомой ветви уменьшается до F 2 . Составляя уравнение равновесия моментов относительно оси вращения имеем – T 1 + F 1 D 1 /2 – F 2 D 2 /2 = 0 или F 1 – F 2 = F t , где F t – окружная сила на шкиве F t = 2 T 1 / D 1 .

Силы в ветвях ремня

• При холостом ходе и с нагрузкой

СИЛЫ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ

ХОЛОСТОЙ ХОД С НАГРУЗКОЙ

Общая длина ремня не зависит от нагрузки , следовательно, суммарное натяжение ветвей остаётся постоянным: F 1 + F 2 = 2 F o . Таким образом, получаем систему двух уравнений c тремя неизвестными:

• F 1 = F o + F t /2 ; F 2 = F o – F t /2 .
• Эти уравнения устанавливают изменение натяжения ветвей в зависимости от нагрузки F t , но не показывают нам тяговую способность передачи, которая связана с силой трения между ремнём и шкивом. Такая связь установлена Л.Эйлером с помощью дифференциального анализа.

Основы теории и расчета ременных передач К определению сил в ремне :

Рассмотрим элементарный участок ремня dφ . Для него dR – нормальная реакция шкива на элемент ремня, fdR – элементарная сила трения. По условию равновесия суммы моментов

rF + rfdR – r(F + dF) = 0 .

• Сумма горизонтальных проекций сил:
• dR – Fsin(dφ/2) – (F+dF)sin(dφ/2) = 0 .
• Отбрасывая члены второго порядка малости и помня, что синус бесконечно малого угла равен самому углу, Эйлер получил простейшее дифференциальное уравнение: dF / F = f dφ .

• Интегрируя левую часть этого уравнения в пределах от F 1 до F 2 , а правую часть в пределах угла обхвата ремня получаем: F 1 = F 2 e fα .
• Теперь стало возможным найти все неизвестные силы в ветвях ремня:
• F 1 = F t e fα /( e fα - 1 ); F 2 = F t /( e fα - 1 );
• F o = F t ( e fα + 1 ) / 2( e fα - 1  ).
• При круговом движении ремня на него действует центробежная сила
• F v = ρSv 2 , где S - площадь сечения ремня.

Напряжения в ремне

• В ремне действуют следующие напряжения:

• предварительное напряжение (от силы натяжения F o )  o = F o / S ; "полезное" напряжение (от полезной нагрузки F t )  п = F t / S ; напряжение изгиба  и = δ Е / D
• предварительное напряжение (от силы натяжения F o )  o = F o / S ; "полезное" напряжение (от полезной нагрузки F t )  п = F t / S ; напряжение изгиба  и = δ Е / D
• предварительное напряжение (от силы натяжения F o )  o = F o / S ; "полезное" напряжение (от полезной нагрузки F t )  п = F t / S ; напряжение изгиба  и = δ Е / D
• предварительное напряжение (от силы натяжения F o )  o = F o / S ;
• "полезное" напряжение (от полезной нагрузки F t )  п = F t / S ;
• напряжение изгиба  и = δ Е / D

( δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);

• ( δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);
• ( δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);
• ( δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);

• напряжения от центробежных сил
• напряжения от центробежных сил
• напряжения от центробежных сил
• напряжения от центробежных сил

 v = F v / S .

•  v = F v / S .
•  v = F v / S .
•  v = F v / S .

• Наибольшее суммарное напряжение возникает в сечении ремня в месте его набегания на малый шкив

 max =  o +  п +  и +  v .

• При этом напряжения изгиба не влияют на тяговую способность передачи, однако являются главной причиной усталостного разрушения ремня .

Силы натяжения ветвей ремня

• Силы натяжения ветвей ремня (кроме центробежных) воспринимаются опорами вала. Равнодействующая нагрузка на опору
• F r ≈ 2 F o cos ( β /2) .
• Обычно эта радиальная нагрузка на опору в 2 … 3 раза больше передаваемой ремнём вращающей силы.

Порядок проектного расчета плоскоременной передачи

• 1.Выбирают тип ремня.
• 2.Определяют диаметр малого шкива D 1 = ( 110…130 )( N / n ) 1/3 , где N –мощность, КВТ , n –частота вращения, об/мин.
• 3.Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 2 ( D 1 + D 2 ) ≤ a ≤15м .
• 4.Проверяют угол обхвата на малом шкиве:
• α 1 =180 о -57 о ( D 2 - D 1 ) / a , рекомендуется [ α 1 ] ≥150 о , при необходимости на ведомой нити ремня применяют натяжной ролик, который позволяет даже при малых межосевых расстояниях получить угол обхвата более 180 о .

• 5.По передаваемой мощности N и скорости v ремня определяют ширину b ≥ N /( vz [ p ]) и площадь ремня F ≥ N /( v [ k ]) , где [ p ] –допускаемая нагрузка на 1мм ширины прокладки, [ k ] – допускаемая нагрузка на единицу площади сечения ремня.
• 6.Подбирают требуемый ремень по ГОСТ .
• 7.Проверяют ресурс передачи
• N =3600 vz ш T .
• 8.Вычисляют силы, действующие на валы передачи
• F R = F o cos ( β /2) .

Порядок проектного расчета клиноременной передачи

• 1.Выбирают по ГОСТ профиль ремня. Большие размеры в таблицах ГОСТ соответствуют тихоходным, а меньшие – быстроходным передачам.
• 2.Определяют диаметр малого шкива.
• 3.Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 0,55 ( D M + D б ) + h ≤ a ≤ 2 ( D 1 + D 2 ) , где h – высота сечения ремня.
• 4.Находят длину ремня и округляют её до ближайшего стандартного значения.
• 5.Проверяют частоту пробегов ремня и если она выше допустимой, то увеличивают диаметры шкивов или длину ремня.

• 6. Окончательно уточняют межосевое расстояние.
• 7. Определяют угол обхвата на малом шкиве
• α 1 = 180 о -57 о ( D 2 - D 1 )/ a , рекомендуется [α 1 ] ≥ 120 о .
• 8. По тяговой способности определяют число ремней.
• 9. При необходимости проверяют ресурс.
• 10. Вычисляют силы , действующие на валы передачи.

Материалы и конструкции шкивов

ПЛОСКОРЕМЕННЫЕ ШКИВЫ

СТАЛЬНЫЕ И

ЛЕГКОСПЛАВНЫЕ ЛИТЫЕ

ЧУГУННЫЕ ЛИТЫЕ

• Шкивы плоскоременных передач имеют: обод, несущий ремень, ступицу, сажаемую на вал и спицы или диск, соединяющий обод и ступицу.
• Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют до ближайшего значения из ряда R 40 . Ширину шкива выбирают в зависимости от ширины ремня .

• Чугунные шкивы примеряются при скоростях до
• 30 - 45 м / с.
• Стальные сварные шкивы применяются при скоростях 60 – 80 м / с.
• Шкивы из легких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100 м /c .
• Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски.
• Шкивы больших диаметров – ступицы переменного сечения.

Клиноременные шкивы

Клиноременные шкивы выполняются из тех же материалов, что и плоскоременные .

КЛИНОРЕМЕННЫЕ ШКИВЫ

Материалы клиновых ремней

• Материалы клиновых ремней в основном те же, что и для плоских. Выполняются прорезиненные ремни с тканевой обёрткой для большего трения, кордотканевые (многослойный корд) и кордошнуровые ремни (шнур, намотанный по винтовой линии), ремни с несущим слоем из двух канатиков. Иногда для уменьшения изгибных напряжений применяют гофры на внутренней и наружных поверхностях ремня. Клиновые ремни выпускают бесконечными (кольца). Угол клина ремня 40 о .

Ременные вариаторы

• Ременные вариаторы получили широкое применение (сельхозмашины, станки и др.) благодаря простой конструкции и невысокой стоимости.
• Промышленность выпускает мотор-вариаторы и автономные вариаторы. Их недостатки обусловлены значительными габаритами и сравнительно небольшим диапазоном регули рования.

• В вариаторах с плоским ремнем скорость регулируется в узких пределах" за счет осевого перемещения ремня.
• Они имеют невысокую тяговую способность, большие габариты, поэтому применяются редко.

• Клиноременные вариаторы более компактны, надежны в эксплуатации и имеют больший диапазон регулирования .

• На рис. 1 показаны типичные схемы вариаторов, состоящих из двух раздвижных конусов {раздвижных шкивов) и клиново­го ремня (обычного или специального, вариаторного).
• Скорость регулируют путем изменения диаметров одного (рис. 1, а) или одновременно двух (рис. 1, б) шкивов при осевом смещении конических дисков.
• Если в передаче регулируется один шкив, то при этом принудительно изменяется межосевое расстояние.

Схемы клиноременных вариаторов (рис1,а,б)

Контрольные вопросы

• За счёт каких сил передают движение фрикционные передачи ?
• Каковы достоинства и недостатки фрикционных передач ?
• Какой деталью выделяются ременные передачи среди фрикционных ?
• Какие силы действуют в ремне ?
• Какие нагрузки действуют на опоры валов колёс ременной передачи ?

В чем преимущество клиноременных вариаторов перед плоскоременными ?