Расчет червячной передачи по напряжениям изгиба
Для прямозубых зубчатых колёс условие прочности по изгибным напряжениям
Для червячного колеса (рис. 10.6)
где и - учитывают наличие перекрытия и реальную длину линии контакта;
.
Тогда условие прочности для червячного колеса запишется
,
где Yb=cos2gw – коэффициент, учитывающий отличия в работе биэквивалентного прямозубого колеса и реального червячного колеса, или
Для средних приведенных значений d=500;ea=1,6; ku= 0,75 получим
Для проектировочного расчета модуль определяют по зависимости m=d2/z2.
Здесь d2 принимают из проектировочного расчета на контактную выносливость, а z2= z1U, где z1 – число заходов.
Тепловой расчет червячного редуктора
Механическая энергия, затрачиваемая на преодоление сил трения в червячном редукторе, превращается в тепло. Повышение температуры приводит к снижению вязкости в смазке и её защитных свойств, что приводит к вероятности задиров. Условие теплового расчета tm £ [tm], где [tm] = 80…95 0C, для авиационных масел [tm] =110 0C – допускаемая температура масла.
Мощность теплового потока выделяемого в результате работы сил трения
.
Мощность, отводимая в результате охлаждения определяется по зависимости
.
Здесь kT=12…19 Вт/м2·С0– коэффициент теплоотдачи от поверхности корпуса редуктора; А – поверхность охлаждения, [м2]; (tm-t0) – разность температур масла и окружающего воздуха [0C] , где t0=20 0С.
Таким образом, в связи с наличием трения тепло подводится, а из-за теплоотдачи отводится. С течением времени установится постоянная температура вследствие теплового баланса, т.к. Pr=Pотв . Следовательно можно записать
1000P1(1-h)=kTA(tm-t0).
Из последнего уравнения находят
.
Если оказалось, что tm> [tm], то используют следующие мероприятия:
- Снижают потери на трение;
- Увеличивают поверхность охлаждения за счет оребрения;
- Применяют искусственное охлаждение – обдув, водяное охлаждение масляной ванны, циркуляционная смазка. За счет этого kT можно увеличить в 10 и более раз.
Лекция №11
Ременные передачи
Элементы геометрии ременной передачи
Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, соединенных ремнем. Ремни бывают плоские, клиновидные и круглые (рис. 11.1). Нагрузка передается силами трения между шкивом и ремнем. При геометрическом расчете обычно известны d1 и d2 – диаметры шкивов и межосевое расстояние а. Определяется угол охвата ремнем малого шкива α через угол между ветвями ремня β и длину ремня l. Вследствие вытяжки и провисания ремня, величины α и l не являются строгими и определяются приближенно. Из рис.11.1 видно, что α=1800-β. Проведем из О1 линии параллельно ремню. Они отсекут на диаметре d2 окружность d2 - d1. Из ∆О1О2В видно, что так как , то т.е.
; .
Длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг охвата
Используя ряд Макларена для , можно записать
Скольжение в ременной передаче
Исследования Н.Е. Жуковского показали, что в ременных передачах следует различать два вида скольжения ремня по шкиву - упругое скольжение и буксование. Природа упругого скольжения может быть установлена из следующего опыта. Пусть ремень расположен на заторможенном шкиве (рис. 11.2). В начале опыта к концам ремня подвешены равные грузы F. Под действием грузов между ремнем и шкивом возникает сила трения, затем левая часть ветви догружается грузом F1. Если сила F1 будет больше сил трения между ремнем и шкивом, то равновесие нарушится и ремень соскользнет со шкива. Под дополнительным грузом ремень растянется на дуге l1. Длина дуги зависит от F1 и силы трения на этом участке. Дополнительное упругое удлинение ремня будет сопровождаться его скольжением по шкиву. Это скольжение принято называть упругим, а дугу l1 – дугой упругого скольжения. Дуга l2 называется дугой покоя.
При увеличении силы F1 до значения, равного запасу сил трения (l2=0) равновесие нарушится и начнется буксование.
В реальной передаче (рис 11.3) роль грузов F выполняет сила натяжения ведомой ветви F2, а роль дополнительного груза F1 – окружная сила Ft. Здесь F0 – предварительное натяжение ремня. Разность натяжения ведомой и ведущей ветви, создаваемая нагрузкой, вызывает упругое скольжение. При этом дуги упругого скольжения расположены по разные стороны сбегающей ветви.
Передаточное число ременной передачи
Выделим некоторый участок ремня длиной l в ненагруженной передаче, а затем дадим нагрузку. При прохождении ведущей ветви отмеченный участок удлинится l+∆, а ведомой сократится l-∆, тогда окружные скорости будут
и ,
где t - время прохождения участка. Значит скорость V2<V1.
где - коэффициент скольжения.
Тогда V2=V1(1-e).
Окружные скорости
; .
Отношение тогда .
По мере роста нагрузки увеличивается ∆, а значит, возрастает разность окружных скоростей и меняется передаточное отношение. Упругое скольжение является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения в ременной передаче. При перегрузке дуга покоя уменьшается до 0, ремень начинает скользить по всей поверхности шкива, наступает режим буксования. При этом ведомый шкив останавливается, а КПД передачи равен 0.
Силы в ременной передаче
Рассмотрим два случая (рис. 11.4). В первом случае (рис. 11.4, а) нагрузка отсутствует (Т1=0). Здесь F0 – предварительное натяжение ремня. Во втором случае (Рис. 11.4, б) передача нагружена моментом Т1>0. Здесь F1 и F2 – натяжение ведущей и ведомой ветвей. Окружная сила .
По условию равновесия шкива имеем
или (11.1).
Связь между F0, F1 и F2 можно установить на основе следующих рассуждений. Геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки и остается неизменной как в ненагруженной, так и в нагруженной передаче. Следовательно, дополнительная вытяжка ведущей ветви компенсируется сокращением ведомой. Согласно закону Гука деформация пропорциональна силе, тогда запишем
F1=F0+∆F, F2=F0 - ∆F или F1+F2 =2F0. (11.2).
Из совместного решения уравнений (11.1)и(11.2) получим
, .
Последние уравнения устанавливают изменение натяжения ведущей и ведомой ветвей в зависимости от нагрузки Ft и предварительного натяжения F0, но не вскрывают тяговой способности передачи, которая связана с величиной сил трения между ремнем и шкивом. Эта связь установлена Л. Эйлером. Он установил зависимость между F1 и F2 на границе буксования, то есть определил максимально допустимую величину Ft в зависимости от F0 при условии использования полного запаса сил трения.
; ; ; , здесь f - коэффициент трения.
При круговом движении ремня со скоростью V на каждый его элемент массой dm, расположенный в пределах угла охвата, действуют элементарные центробежные силы dFc (рис 11.5). Действие этих сил вызывает дополнительное натяжение Fv во всех сечениях ремня.
,
где g - удельный вес ремня, g - ускорение силы тяжести, b - ширина, d - толщина ремня.
Из условия равновесия ремня получим .
Натяжение Fv ослабляет полезное действие предварительного натяжения F0. Оно уменьшает величину сил трения и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.
Дата добавления: 2017-03-12; просмотров: 2054;