Материал: Техническая механика. учебное пособие. Жилин Р.А., Жулай В.А

ходный вал передачи устанавливают на плавающих, обычно, цилиндрических роликоподшипниках. Это обеспечивает самоустановкувала по оси и одинаковую нагрузку полушевронов.

В редукторах с конической передачей для лучшей фиксации зубчатых колес в осевом направлении валы передачи рекомендуется устанавливать на радиально-упорных, чаще конических роликоподшипниках.

Смазка зацепления при V ≤ 12,5 м/c рекомендуется картерная (окунанием). Емкость масляной ванны назначают из расчета 0,35 – 0,7 литра на I кВт передаваемой мощности (большие значения – при большей вязкости масла и наоборот). Зубчатые колеса следует погружать в масло на глубину 3-4 модуля. Тихоходные колеса (2-й и 3-й ступени) при необходимости допустимо погружать на величину до 1/3 диаметра колеса. В редукторах с быстроходными передачами применяют струйную или циркуляционную смазку, осуществляемую под давлением. Масло, прокачиваемое насосом, проходит через фильтр и при необходимости через охладитель, а затем поступает к зубьям через трубопровод и сопла. При окружной скорости V ≤ 20 м/c для прямозубых передач и при V ≤ 50 м/с для косозубых масло подается непосредственно в зонузацепления. При V > 50 м/c (V > 20 м/c) , во избежание гидравлического удара, масло подается раздельно на шестерню и колесо и на некотором расстоянии от зоны зацепления.

Смазка подшипников редуктора при V > 4 м/c может осуществляться тем же маслом, что и зубчатых колес, путем разбрызгивания масла. При V < 4 м/с предусматривается самостоятельная (консистентная) смазка. При больших скоростях и нагрузках на подшипники предусматривается смазка под давлением, осуществляемая от общей системы.

Расчет зубчатого редуктора состоит из расчета его элементов – передач, валов, шпонок, подшипников. Для редукторов большой мощности производится тепловой расчет. При расчете зубчатых передач редукторов, выполненных в виде самостоятельных агрегатов, основные параметры этих передач должны быть согласованы с соответствующими ГОСТ.

81

7.РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

7.1.Общие сведения

Ременная передача относится к передачам с гибкой связью. Состоит из двух шкивов (ведущего и ведомого), соединенных бесконечным ремнем. Предназначена для передачи крутящего момента с одного вала на другой. Передача энергии происходит за счет трения, возникающего между ремнем и шкивами. При этом момент сил трения на шкивах должен быть равен движущему моменту на ведущем и моменту сопротивления на ведомом. С увеличением угла обхвата шкива ремнем, натяжения ремня и коэффициента трения возрастает возможность передачи большей нагрузки.

Кдостоинствам ременной передачи относятся:

-передача вращения при значительном межосевом расстоянии;

-отсутствие перегрузок, за счет пробуксовывания ремня;

-плавность и бесшумность работы;

-простота конструкции;

-сравнительно низкая стоимость;

-возможность бесступенчатого регулирования скоростей (плоскоременная).

Недостатками передачи являются:

-непостоянство передаточного числа;

-большое давление на валы и опоры;

-большие габариты;

-сравнительно низкий КПД.

7.1.1.Классификация

Взависимости от формы поперечного сечения различают плоскоременные (рис. 7.1, а), клиноременные (рис. 7.1, б), круглоременные (рис. 7.1, в) и поликлиноременные (рис. 7.1, г) передачи.

Плоскоременная передача подразделяется на три основных типа: открытая (рис. 7.2), перекрестная (рис. 7.3) и полуперекрестная (рис. 7.4).

82

Рис. 7.1. Типы приводных ремней [21]

Рис. 7.2. Открытая плоскоременная передача [12]

Рис. 7.3. Перекрестная плоскоременная передача [12]

83

Рис. 7.4 Полуперекрестная плоскоременная передача [12]

Передача работает с помощью гибкой ленты (ремня) (рис. 7.5), выполненной из различных материалов. Начальное натяжение S0 одинаковое для обеих ветвей, создается при монтаже за счет упругих деформаций ремня. Во время работы ремень нагружается, вытягивается и ветви его оказываются натянутыми неодинаково S1 и S2.

Рис. 7.5 [12]

84

7.2.Кинематические и силовые зависимости

7.2.1.Напряжения в ремне

Вразличных по длине частях ремня возникают различные напряжения (рис. 7.6). Для плоского ремня поперечного сечения F можно определить напряжение от начального натяжения:

0 S0 S0 ,

F bh

где F – площадь поперечного сечения, F = bh, b – ширина; h – толщина ремня).

Напряжение от передаваемого ремнём окружного усилия

PP

y F bh .

Рис. 7.6. Эпюры напряжений в ремне [12]

Напряжение от действия центробежных сил

c C V2 .

F

Натяжение от изгиба

u E h , D

85