Предисловие (стр. 14 )

Таблица 3.14

Материал	[σН], МПа, при скорости скольжения, м/с
червяка	червячного колёса	0,25	0,5	1	2	3	4	6
Сталь 20; 20Х, цементированная (Н > 45HRC,) Сталь 45, Ст.6 Сталь закаленная	СЧ15, СЧ18 СЧ15, СЧ18 БрАЖ9-4	160 140 ─	130 110 250	115 90 230	90 70  210	─ ─ 180	─ ─ 160	─ ─ 120

Допускаемые напряжения изгиба [σF] для зубьев червячного колеса устанавливаются в зависимости от материала, способа отливки и характе­ра нагружения (реверсивное, нереверсивное). Значения [σF0] при базе испытаний NHlim =106 циклов нагружений приведены в табл. 3.15. Для определения значения допускаемого напряжения изгиба при расчетном числе циклов NК табличное значение [σF0] следует умножить на коэффициент долговечности YN, равный

;

если , то его принимают равным базе испытаний ; ес­ли , то принимают .

3.3 РЕМЕННЫЕ ПЕРДАЧИ

3.3.1. Общие сведения

Ременной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения при помощи шкивов, закреп­ленных на валах, и бесконечной гибкой связи — приводного ремня, охватывающего шкивы (рис. 3.32, а).

Ременные передачи применяются почти во всех отраслях машино­строения и являются одним из старейших видов механических передач. В большинстве случаев ременные передачи выполняют как понижающие.

Достоинства ременных передач: простота конструкции и экс­плуатации; плавность и бесшумность работы, обусловленные значитель­ной податливостью приводного ремня; возможность передачи вращения валам, удаленным на большие расстояния (до 15 м и более); невысокая стоимость; не требует установку предохранительных устройств. Недостатки: малая долговечность приводных ремней; сравнительно большие габариты; высокие, нагрузки на валы и их опоры; непостоянство передаточного числа большинства ременных передач.

Вышеуказанные достоинства и недостатки делают целесообразным при­менение ременной передачи на быстроходных ступенях сложных передач; наиболее характерной является установка ведущего шкива на валу электро­двигателя. Мощность современных ременных передач редко превышает 50 кВт, так как при больших мощностях они получаются слишком громоздкими.

В зависимости от профиля сечения ремня передачи можно классифи­цировать следующим образом (рис. 3.32): б — плоскоременная; в — клиноременная; г—поликлиноременная; д—круглоременная; е — зубчато-ременная; первые четыре являются передачами трением, последняя — передача зацеплением.

В современном машиностроении наибольшее применение имеют клиноременные передачи; увеличивается применение поликлиновых и зубчатых ремней, а также плоских ремней из синтетических материалов, обладающих высокой статической прочностью и долговечностью. Круглоременные передачи применяют при небольших мощностях, например, в приборах, настольных станках, машинах домашнего обихода и т. п.

Кинематика ременных передач. Передаточное отношение и всех передач, в том числе и ременных, определяется по формуле

(3.88)

где ω1 , n1 и ω2, n2— угловая скорость и частота вращения соответствен­но ведущего и ведомого шкивов.

Ветвь ремня, набегающая на ведущий шкив, называется ведущей, а сбегающая — ведомой (рис. 3.32, а).

Окружные скорости ведущего и ведомого шкивов определяют по формулам:

(3.89)

где D1, D2 — диаметры этих шкивов.

Дуга обода шкива, на которой он соприкасается с ремнем, называет­ся дугой обхвата, а соответствующий ей центральный угол называ­ется углом обхвата и обозначается α (рис. 3.33).

Очевидно, что при передаче мощности с помощью ременной переда­чи ведущая ветвь ремня имеет большее натяжение. При перемещении ремня вместе с ободом ведущего шкива на дуге обхвата каждый элемент ремня перейдет из зоны большего в зону меньшего натяжения, в результате чего элементы ремня укорачива-­
ются и он несколько отстает
от шкива. На ведомом шкиве,
наоборот, ремень несколько
опережает шкив. В результате скорость υ1 ведущей ветви ремня и окружная скорость

ведущего шкива оказывается больше скорости υ1 ведомой ветви ремня и окружной скорости ведомого шкива, т. е. .

Явление потери скорости ремня при огибании ведущего шкива явля­ется результатом упругого скольжения, неизбежного при работе передач трением

Как показали экспериментальные исследования, упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата, поэтому угол обхвата ,

где α п — угол, соответствующий дуге относительного покоя, а α с — угол, соответствующий дуге упругого скольжения (рис. 3.33). С ростом переда­ваемой нагрузки величина дуги покоя уменьшается.

Упругое скольжение не следует смешивать с буксованием пе­редачи, когда происходит скольжение по всей дуге обхвата и передача мощности прекращается.

Упругое скольжение ремня и относительная потеря скорости харак­теризуются коэффициентом скольжения

(3.91)

откуда

(3.92)

Заметим, что коэффициент скольжения может быть числом отвлеченным или выражаться в процентах.

Таким образом, передаточное отношение ременной передачи трени­ем равно

(3.93)

Коэффициент скольжения зависит от передаваемой нагрузки, следо­вательно, передаточное отношение ременной передачи трением не явля­ется строго постоянной величиной. Приближенно можно принимать

(3.94)

Ввиду отсутствия упругого скольжения зубчато-ременные передачи обеспечивают постоянство передаточного отношения, вычисляемого по формуле

(3.95)

где z1, z2 — числа зубьев ведущего и ведомого шкивов.

Геометрия ременных передач. Основными геометрическими пара­метрами схематически изображенной на рис. 3.33 открытой ременной пе­редачи являются: диаметры шкивов D1и D2, межосевое расстояние а, расчетная длина ремня Lр, угол обхвата α на малом шкиве (для шкивов клиноременных и зубчато-ременных передач основным диаметральным размером является расчетный диаметр, обозначаемый dp). Диаметры шкивов определяются в зависимости от типа передачи, передаваемой мощности и передаточного отношения. Диаметры шкивов плоскоремен­ных и клиноременных передач стандартизованы.

Межосевое расстояние а определяется в основном конструкцией привода; минимальные значения а зависят от типа передачи и диаметров шкивов (расчетные формулы и рекомендации для определения диаметра меньшего шкива и межосевого расстояния различных типов передач при­водятся в последующих параграфах).

Расчетная длина ремня Lp всех типов открытых передач (см. рис. 3.33) определяется по формуле:

(3.96)

Вычисленную расчетную длину бесконечных ремней округляют до ближайше­го стандартного или нормализованного значения, после чего определяют окончательное межосевое расстояние по формуле

(3.97)

Длину ремней, концы которых сшивают, увеличивают на необходи­мую для сшивки величину. За расчетную длину LР клиновых ремней при­нимают длину на уровне нейтральной линии, проходящей через центр тяжести сечения ремня.

Угол обхвата а на малом шкиве для открытых передач равен

(3.98)

Угол между ветвями ремня

.

При конструировании открытых ременных передач следует учитывать, ограничения для значения а, а, и. Для плоскоременных передач:

(3.99)

для клиноременных передач:

(3.100)

Кроме того, необходимо учитывать, что у горизонтальных и наклон­ных открытых передач на величину угла обхвата влияет провисание рем­ня. Поэтому следует ведомую ветвь располагать выше ведущей, так как первая вследствие меньшего натяжения провисает больше и угол обхвата на шкивах увеличивается, что благоприятно сказывается на работе передачи.

Силы и напряжения в ремнях. Для передачи окружной силы

между ремнем и шкивом за счет предварительного натяжения

Fo ремней создается сила трения Fтр (рис.3.34).

Из условия равновесия ремня при передаче вращающего момента Т можно записать равенство

(3.101)

где F1, F2 — натяжения ведущей и ведомой ветвей.

Соотношение натяжений ведущей и ведомой ветвей при работе пе­редачи на границе буксования определяют по уравнению Л. Эйлера, вы­веденному для нерастяжимой нити, перекинутой через цилиндры (без учета центробежных сил):

(3.102)

где е — основание натурального логарифма; f— коэффициент трения; α — угол обхвата.

Из этой формулы видно, что нагрузочная способность ременной пе­редачи возрастает с увеличением f и α .