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 = n₁/n₂=D₂/[D₁(1-e)],

где ε – коэффициент скольжения (0,05 - для передач "всухую"; 0,01 – для передач со смазкой и большими передаточными отношениями).

Для конической передачи – вместо диаметров берут углы конусов.

Фрикционные передачи выполняются либо с постоянным, либо с регулируемым передаточным отношением (вариаторы).

Передачи с постоянным передаточным отношением применяются редко, главным образом, в кинематических цепях приборов, например, магнитофонов и т.п. Они уступают зубчатым передачам в несущей способности. Зато фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и в силовых передачах для бесступенчатого регулирования скорости. Зубчатые передачи не позволяют такого регулирования.

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.

Основными видами поломок фрикционных передач являются:

r усталостное выкрашивание (в передачах с жидкостным трением смазки, когда износ сводится к минимуму);

r износ (в передачах без смазки);

r задир поверхности при пробуксовке.

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

Основные требования к материалам фрикционных колёс:

è высокая износостойкость и поверхностная прочность;

è высокий коэффициент трения (во избежание больших сил сжатия);

è высокий модуль упругости (чтобы площадка контакта, а значит и потери на трение были малы).

Наиболее пригодными оказываются шарикоподшипниковые стали типа ШХ15 или 18ХГТ, 18Х2Н4МА.

Разработаны специальные фрикционные пластмассы с асбестовым и целлюлозным наполнителем, коэффициент трения которых достигает 0,5. Широко применяется текстолит.

Более надёжны передачи, у которых ведущий каток твёрже, чем ведомый, т.к. тогда при пробуксовке не образуются лыски.

Применяются обрезиненные катки, однако их коэффициент трения падает с ростом влажности воздуха.

Для крупных передач применяют прессованный асбест, прорезиненную ткань и кожу.

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.

Ремни имеют различные сечения:

а) плоские, прямоугольного сечения;

б) трапециевидные, клиновые;

в) круглого сечения;

г) поликлиновые.

Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность.

Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.

В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

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.

Основные критерии расчёта ременных передач:

è тяговая способность или прочность сцепления ремня со шкивом;

è долговечность ремня.

Если не будет выдержано первое условие, ремень начнёт буксовать, если не выполнить второе – ремень быстро разорвётся. Поэтому основным расчётом ременных передач является расчёт по тяговой способности. Расчёт на долговечность выполняется, как проверочный [24,25,29].

Для создания трения ремень надевают с предварительным натяжением F_o. В покое или на холостом ходу ветви ремня натянуты одинаково. При передаче вращающего момента Т₁ натяжения в ветвях перераспределяются: ведущая ветвь натягивается до силы F₁, а натяжение ведомой ветви уменьшается до F₂. Составляя уравнение равновесия моментов относительно оси вращения имеем –T₁ + F₁D₁/2 – F₂D₂/2 = 0 или F₁ – F₂ = F_t, где F_t – окружная сила на шкиве F_t = 2T₁/D₁.

Общая длина ремня не зависит от нагрузки [16], следовательно, суммарное натяжение ветвей остаётся постоянным: F₁ + F₂ = 2F_o. Таким образом, получаем систему двух уравнений c тремя неизвестными:

F₁ = F_o + F_t/2; F₂ = 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.

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 F₁ до F₂, а правую часть в пределах угла обхвата ремня получаем: F₁ = F₂ e ^fα.

Теперь стало возможным найти все неизвестные силы в ветвях ремня:

F₁ = F_t e^fα /(e^fα-1); F₂ = F_t /(e^fα-1);F_o = F_t (e^fα+1)/ 2(e^fα-1).

Полученные формулы устанавливают связь натяжения ремней с передаваемой нагрузкой F_t , коэффициентом трения f и углом обхвата α. Они позволяют вычислить минимальное предварительное натяжение ремня F_o, при котором уже станет возможной передача требуемого вращающего усилия F_t.

Нетрудно увидеть, что увеличение f и α улучшает работу передачи. На этом основаны идеи клиноременной передачи (повышается f) и натяжных роликов (повышается α).

При круговом движении ремня на него действует центробежная сила

F_v = ρSv², где S - площадь сечения ремня. Центробежная сила стремится оторвать ремень от шкива и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

В ремне действуют следующие напряжения:

è предварительное напряжение (от силы натяжения F_o) s_o = F_o / S;

è "полезное" напряжение (от полезной нагрузки F_t) s_п = F_t / S;

è напряжение изгиба s_и = δ Е / D (δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);

è напряжения от центробежных сил s_v = F_v / S.

Наибольшее суммарное напряжение возникает в сечении ремня в месте его набегания на малый шкив s_max = s_o+ s_п+s_и + s_v.

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

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

Порядок проектного расчёта плоскоременной передачи

1.Выбирают тип ремня.

2.Определяют диаметр малого шкива D₁=(110…130)(N/n)^1/3, где N–мощность, КВТ, n–частота вращения, об/мин, подбирают ближайший по ГОСТ 17383-73.

3.Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 2(D₁+D₂) ≤a≤15м.

4.Проверяют угол обхвата на малом шкиве: α₁=180^о-57^о(D₂-D₁)/a, рекомендуется [α₁]≥150^о, при необходимости на ведомой нити ремня применяют натяжной ролик, который позволяет даже при малых межосевых расстояниях получить угол обхвата более 180^о. Угол обхвата можно измерить по вычерченной в масштабе схеме передачи.

5.По передаваемой мощности N и скорости v ремня определяютширину b≥N/(vz[p])иплощадьремня 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 101-54; 6982-54; 18679-73; 6982-75; 23831-79; ОСТ 17-969-84.

7.Проверяют ресурс передачи N=3600vz_шT.

8.Вычисляют силы, действующие на валы передачи F_R= F_ocos(β/2).

Порядок проектного расчёта клиноременной передачи

1.Выбирают по ГОСТ 1284-68;1284.1-80; 5813-76; РТМ 51015-70 профиль ремня. Большие размеры в таблицах 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(D₁+D₂), 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 α₁ = 180^о-57^о(D₂-D₁)/a, рекомендуется [α₁] ≥ 120^о.

8.По тяговой способности определяют число ремней.

9.При необходимости проверяют ресурс.

10.Вычисляют силы, действующие на валы передачи.

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 R40 (ГОСТ 17383-73*). Ширину шкива выбирают в зависимости от ширины ремня [32].

Во избежание сползания ремня их рабочие поверхности делают выпуклыми. Шероховатость R_Z £ 10 мкм.

Чугунные шкивы применяют при скоростях до 30 ÷ 45 м/с. Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски, шкивы больших диаметров – ступицы эллиптического переменного сечения. Стальные сварные шкивы применяют при скоростях 60 ÷ 80 м/с. Шкивы из лёгких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100м/с.

Плоские ремни должны обеспечивать:

è прочность при переменных напряжениях;

è износостойкость;

è высокое трение со шкивами;

è малую изгибную жёсткость.

Этим условиям удовлетворяют высококачественная кожа и синтетические материалы (резина), армированные белтинговым тканевым (ГОСТ 6982-54), полимерным (капрон, полиамид С-6, каучук СКН-40, латекс) или металлическим кордом. Применяются прорезиненные тканевые ремни (ГОСТ 101-54), слоистые нарезные ремни с резиновыми прослойками, послойно и спирально завёрнутые ремни. В сырых помещениях и агрессивных средах применяют ремни с резиновыми прокладками [32].

Ремни выпускают конечными и поставляют в рулонах.

Соединение концов ремней оказывает большое влияние на работу передачи, особенно при больших скоростях. Выбирая тип соединения следует учитывать рекомендации специальной литературы. Самый совершенный способ соединения – склеивание, которое производят для однородных ремней по косому срезу (а), для слоёных по ступенчатой поверхности (б). Надёжным способом считают сшивку встык жильными струнами (в,г). Из механических соединений лучшими являются проволочные спирали, которые продеваются в отверстия и после прессования обжимают концы ремней (д).

У шкивов клиноременных передач рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок. Диаметр, по которому определяют расчётную длину ремня, называют расчётным диаметром, по ГОСТ 20898-75 он обозначается d_p. По этому же ГОСТу для правильного контакта ремня со шкивом угол канавки назначают в зависимости от диаметра шкива.

Клиноременные шкивы выполняют из тех же материалов, что и плоскоременные. Известны сборные шкивы из стальных тарелок.

Быстроходные шкивы требуют балансировки.

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.

Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня F_o , тем больше тяговая способность и к.п.д., но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется:

®Устройствами периодического действия, где ремень натягивается винтами. Ремень периодически подтягивается по мере вытяжки. Требуется систематическое наблюдение за передачей, иначе возможно буксование и быстрый износ ремня.

®Устройствами постоянного действия, где натяжение создаётся грузом, весом двигателя или пружиной. Часто натяжение происходит за счёт массы двигателя на качающейся плите. К таким устройствам относятся натяжные ролики. Натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным.

® Устройствами, автоматически регулирующими натяжение в зависимости от нагрузки с использованием сил и моментов, действующих в передаче. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге, который также является осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня 2F_o равно окружной силе на шестерне и пропорционально передаваемому моменту.