Файл: База ДМиОК ч-2.doc

К материалам фрикционных колес предъявляются требования высокой износостойкости, прочности и повышенное значение коэффициента трения на соприкасающихся поверхностях с целью уменьшения силы взаимного прижатия.

Рис. 3.37 Схемы фрикционных вариаторов: лобового, конического, сферического, ременного

Колеса, выполненные из закаленной стали, имеют наименьшие габариты и высокий КПД передачи, однако требуют высокой точности изготовления и сборки. Находят применение колеса из стали типа ШХ15, 18ХГТ, работающие, как правило, в масле. Применяют колеса, изготовленные из материалов сталь-пластмасса (текстолит), работающие без смазки и обеспечивающие большой коэффициент трения на контактирующих поверхностях. Используются обрезиненные колеса, обеспечивающие высокий коэффициент трения и, следовательно, требующие незначительного усилия взаимного прижатия.

Расчеты фрикционных передач

Передаточное отношение для простой фрикционной передачи с учетом взаимного проскальзывания колес найдется из соотношения:

где ,– диаметры колес;

–коэффициент скольжения.

Передаточное число вариатора находится по аналогичному соотношению и изменяется от минимального значения до максимального. Диапазоном регулирования вариатора называют величину, значение которой для лобовых вариаторов не превышает. С увеличением значенийрастет проскальзывание, износ и снижается КПД.

Условие эффективной работы фрикционной передачи заключается в том, чтобы окружная сила была меньше силы трениямежду колесами (рис. 3.36).

С учетом коэффициента запаса по сцеплению колес силовое соотношение запишется в виде:

где – сила взаимного прижатия колес,

f – коэффициент трения:

(сталь по стали в масле f = 0,04…0,05;

сталь по стали без смазки f = 0,15…0,2;

сталь по текстолиту f = 0,2…0,3).

Коэффициент полезного действия фрикционных вариаторов зависит от потерь на взаимное проскальзывание и потерь в опорах катков и изменяется в интервале  = 0,7…0,9.

Расчет на прочность фрикционных передач заключается в определении контактных напряжений в зоне соприкосновения рабочих поверхностей. При работе колес в масле происходит усталостное выкрашивание поверхностей, а в передачах без смазки происходит износ рабочих поверхностей. В случае буксования колес возможен задир поверхностей. При соприкосновении колес по линии контакта расчетные контактные напряжения определяются по формуле Герца ,

где – сила прижатия колес, b – длина линии контакта,

–приведенный модуль упругости, – модули упругости материала колес,

–приведенный радиус кривизны колес,

–

для цилиндрических колес,

–для конических колес,

–половина угла при вершине конусов конических колес.

Подставляя указанные параметры в формулу для контактных напряжений, можно определить также значения диаметра меньшего колеса , или межосевое расстояниепри заданных значениях допускаемых контактных напряжений:

= 1000 – 1200 МПа – для стальных закаленных колес с HRC60,

= 80 – 100 МПа - для текстолитовых колес без смазки.

Задаваясь отношением можно определить диаметр d₁ меньшего колеса фрикционной передачи. Для цилиндрической передачи диаметр d₁ меньшего колеса равен

Для конической фрикционной передачи значение диаметра на среднем радиусе d_1ср равно

Коэффициент ширины фрикционных колес можно принять:

 = 0,8 – 1,2 -для закрытых передач,

 = 0,2 – 0,6 - для открытых.

Проверочный расчет по контактным напряжениям сжатия фрикционных колес проводится по формуле

Контрольные вопросы

1. Какую передачу называют фрикционной? Виды фрикционных передач?

2. Какими свойствами должны обладать материалы фрикционных колес?

3. С какой целью обеспечивают взаимное прижатие колес фрикционной передачи и какими способами его осуществляют?

4. Что называют вариатором и какие типы вариаторов применяют в технике?

5. Для чего в расчет фрикционных передач вводят коэффициент сцепления?

6. За счет чего можно повысить в 2 раза полезную окружную силу?

7. Каковы основные причины поломок фрикционных передач?

8. Какие параметры влияют на геометрические размеры передачи?

Раздел 4. Валы, опоры. Глава 4.1. Конструирование и расчет валов и осей

Цель – изучение конструктивных особенностей валов и осей, области их использования, применяемых материалах, способах механической обработки, методах термообработки и точности изготовления, проведение расчетов валов на прочность при выполнении проектных и проверочных расчетов, усвоение расчетов валов на сопротивление усталости (выносливости) при действии переменных напряжений, а также расчеты на жесткость.

В машинах и механизмах вращающиеся детали устанавливают на валах и осях, а в качестве опор используют подшипниковые узлы. Оси служат для поддержания установленных на них деталей, нагружены поперечными силами и работают только на изгиб. Примером не вращающейся оси является ось блока грузоподъемной машины, а вращающейся оси – вагонная ось.

Вал предназначен для передачи вращающего момента и в нем возникают как напряжения кручения, так и напряжения изгиба, растяжения - сжатия от усилий, действующих на устанавливаемые на вал детали. Для облегчения установки деталей, валы выполняются ступенчатыми, т.е. со скачкообразным изменением диаметров.

С целью уменьшения концентрации напряжений в зоне резкого изменения диаметров вала выполняют плавные округления (галтели). Для передачи крутящего момента на валах выполняют шлицевые, шпоночные или профильные соединения. Размеры посадочных диаметров следует выбирать так, чтобы устанавливаемая деталь проходила по валу до своей посадочной поверхности без натяга во избежание повреждения других сопрягаемых поверхностей вала и ослабления их посадок.

Валы подвергают токарной обработке и последующему шлифованию посадочных поверхностей. Шероховатость поверхности под подшипники качения назначают R_a = 0,16...0,32 мкм, а под подшипники скольжения R_a = 1- 0,16 мкм.

В качестве материала для валов и осей используют углеродистые стали марок Ст 20, 30, 40, 50 или легированные стали марок 20X, 40X, 40ХН, I2XH3A. Для уменьшения веса используют титановые сплавы (ВТ6, ВТ9).

Расчет валов и осей на статическую прочность.

Основными критериями работоспособности осей и валов являются прочность и жесткость. При выполнении проектных расчетов предварительно определяют основные размеры валов и осей путем расчета на статическую прочность от действия усилий и моментов в опасных сечениях. Окончательный расчет выполняют на сопротивление усталости (выносливости).

Расчет осей на статическую прочность выполняют от воздействия изгибающих моментов. Напряжения изгиба находят из соотношения

где _и, [] – расчетное и допускаемое напряжения;

М – изгибающий момент в расчетном сечении; W = 0,1d³ – момент сопротивления изгибу сплошного поперечного сечения оси диаметром d.

При выполнении проектных расчетов определяют диаметр оси из соотношения .

Найденное значение d округляют в соответствии со стандартным рядом.

На валы могут воздействовать как постоянные, так и переменные по величине и направлению нагрузки. Постоянные по величине и направлению нагрузки, действующие на валы, вызывают переменные напряжения вследствие вращения вала. Напряжения при этом изменяются по симметричному циклу.

Проектный расчет вала заключается в определении его диаметра d в опасном сечении от действующего крутящего момента Т.

Опасным называют сечение вала с минимальным диаметром, с максимальным моментом или наличием концентраторов напряжений (проточки, сверления, шпоночные канавки и т.д.).

Напряжения кручения равны ,