Материал: m34700

56

К6 – коэффициент расположения червячной пары в пространстве, принимаемый 1, если червяк под колесом; в других случаях он равен 1,0…1,3, причем большие значения для больших межосевых расстояний;

К7 – коэффициент смазки, принимаемый 0,8 при смазке синтетической с присадкой; 1,0 – при синтетической; 1,2 – при минеральной;

К8 – температурный коэффициент, принимаемый в зависимости от температуры окружающей среды и продолжительности включения (ПВ % – 100,80,60,40 и 20) в диапазоне 0,7…1,6 –

большие значения при повышении температуры и ПВ; К8 =1,0 при температуре до 200 и только для ПВ=40% - 0,9, а ПВ=20% - 0,8.

3.По таблице мощностей выбирается габарит редуктора (Аw

–межосевое расстояние) по значению передаточного числа uн и условию Мр2 М2 по строке ближайшей частоты вращения n1 к

величине n1н.

Значение М2 при определенных n1н. и uн записывается в результаты выбора.

4. По данным каталога устанавливаются условное обозначение редуктора и его основные размеры и масса.

При необходимости уточняются кинематические и нагрузочные параметры привода.

Каталоги НТЦ «Редуктор» содержат информацию о зубчатых редукторах, в т. ч. следующих типов:

–цилиндрические горизонтальные одноступенчатые (1ЦУ)

смежосевыми расстояниями (Аw) 100…250 мм и диапазоном передаточных чисел (u) 1,6…6,3;

–цилиндрические горизонтальные двухступенчатые (1Ц2У)

сАw =100…250 и u = 8…40;

–цилиндрические одноступенчатые соосные (Ц) с u =1,6…6,3;

–цилиндрические двухступенчатые соосные (Ц2С) с u =

8…50;

–цилиндрические трехступенчатые соосные (Ц3С) с u = 40…200.

Порядок выбора габарита зубчатых редукторов (с учетом рекомендаций НТЦ "Редуктор").

57

1. Подготовить исходные данные:

uн – требуемое передаточное число редуктора, обычно выбираемое из ряда для редукторов данного типа;

n1н - требуемая частота вращения быстроходного вала; n 2н – требуемая частота вращения тихоходного вала;

– характер передаваемой нагрузки (равномерная, средние толчки, сильные толчки);

– продолжительность суточной работы (4 часа, 8,16,24);

– частота пусков ( 10, 10…100, 100);

–температура окружающей среды.

2.Определить расчетно-эксплуатационное значение крутящего момента М2р на тихоходном валу.

М2р =М2ном Кэ,

где Кэ =К1 К2, К1 – коэффициент характера службы, принимаемый из таб-

лицы (в учебном проектировании 1,2).

К2 – температурный коэффициент, принимаемый равным 1 при температуре окружающей среды до 200; 1,1 - 300; 1,2 - 400; 1,3

–500.

3.По таблице мощностей выбирается ближайшее к uн передаточное число редуктора (u), а с учетом условия М2р М2 по строке ближайшей частоты вращения n1 или n2 определяется габарит редуктора (Аw – межосевое расстояние).

Частота вращения (окружная скорость зубчатых колес) влияет на динамические нагрузки. Ее снижение ведет к некоторому повышению нагрузочной способности редуктора (М2).

4.По данным каталога устанавливаются условное обозначение редуктора и его основные размеры и масса. При необходимости уточняются кинематические и нагрузочные параметры привода.

Примечание. При выборе редуктора из каталога, где таблица мощностей не предусмотрена, а указана только величина кру-

тящего момента на выходном валу Мт при определенной частоте вращения быстроходного вала (обычно 1500 об./мин), достаточно выполнить условие М2р Мт .

58

2.5. Ременные передачи

2.5.1.Критерии работоспособности

Плоско- и клиноременная передачи применяются обычно в качестве быстроходной ступени привода при установке ведущего шкива (рис. 2.11) на вал двигателя.

Рис. 2.11

Реже используются круглоременные и зубчатые ременные передачи.

Основные достоинства: простота конструкций, сравнительно малая стоимость, способность передавать вращательное движение на большие расстояния и работать с высокими скоростями, плавность работы и малый шум, малая чувствительность к

59

толчкам, ударам и перегрузкам, простота обслуживания и регулировок.

Основные недостатки: невысокая долговечность ремня, большие габариты, значительные нагрузки на валы и опоры, непостоянство передаточного отношения, накопление статического электричества.

Основные критерии работоспособности: 1) тяговая способность, 2) долговечность ремня. Главным является расчет по тяговой способности. Приемлемая долговечность ремней обеспечивается выбором рациональных параметров.

2.5.2. Базовые формулы алгоритмов расчета клиноременных передач

Расчетные схемы (модели) для ременных передач, несмотря на внешнюю простоту их геометрии, отличаются учетом таких непростых особенностей взаимодействия ремней и шкивов, как:

1) упругое скольжение ремня по шкиву (в клиноременных – движение ремня в ручье шкива по спирали);

2)разнообразие сил и напряжений в ремнях, отличающихся неоднородной структурой по поперечному сечению и т. п.;

3)триботехнические проблемы контакта ремней и шкивов, не позволяющие разработать надежные аналитические методы расчета по основным критериям работоспособности.

Тяговая способность и долговечность ременных передач в значительной степени определяются силами и условными напряжениями в ремнях.

Окружная сила передачи, передаваемая ремнем с ведущего шкива диаметром d1 на ведомый,

Ft = 2T1/d1.

Ременная передача является фрикционной, поэтому предварительное начальное натяжение F0 необходимо. Из условия равновесия следует, что натяжение ведущей ветви ремня F1 увеличится, а ведомой F2 уменьшится. Тогда

F1= F0 +Ft/2 и F2= F0 -Ft/2

вследствие того, что F1 – F2 = Ft.

60

Тяговая способность передачи определяется силами трения между ремнем и шкивом. Установлена связь (задача Л. Эйлера) сил натяжения F1 и F2 с нагрузкой Ft и факторами трения – коэффициентом трения f и углом обхвата шкива :

F1 = F2 ef .

При круговом движении ремня под действием центробежных сил действие предварительного натяжения ослабляется, и тем самым снижается тяговая способность передачи, но это существенно только при скорости ремня более 20 м/с.

Аналитический расчет тяговой способности ременных передач не дает приемлемой точности из-за нестабильности факторов трения, и поэтому алгоритмы расчета базируются на экспериментальных данных испытаний в типовых условиях.

Напряжения (при известных допущениях) от действующих сил, а также от изгиба ремня на шкивах при переменном характере их значения за каждый пробег ремня определяют его долго- вечность. Однако аналитический расчет с приемлемой точностью затруднен из-за нестабильности свойств материалов и других факторов.

Базовая формула алгоритмов расчета по тяговой способности в соответствии с ГОСТ 1284.3 – 80 предусматривает вычисление числа ремней Z определенного сечения для передачи мощности Р на ведущем валу:

где Сz – коэффициент числа ремней, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням;

Сl – коэффициент длины ремня (косвенно учитывает частоту пробегов ремня), учитывающий отличие выбираемой длины ремня от базовой, принятой при испытании в условиях типовой пе-