PRZEKŁADNIE CIERNE

W przekładniach ciernych przenoszenie napędu odbywa się dzięki sile tarcia

pow-

stającej miedzy dociskanymi do siebie kołami ciernymi. Pomiędzy

powierzchniami

roboczymi kół może występować element pośredniczący.
Rozróżnia się :
– przekładnie o przełożeniu stałym,
– przekładnie o przełożeniu zmiennym (tzw. Wariatory).
Siła docisku kół skupiona jest na małej powierzchni styku kół (znaczne

zużycie).

Przekładnie mogą pracować :
– na sucho – znaczne zużycie,
– w oleju – spadek i większe wymiary przekładni.
Uzyskiwane parametry przekładni ciernych :
– prędkość obwodowa kół ciernych,
– przełożenie,
– sprawność.



%

96

10

/

25









i

s

m

v

ZALETY
– prosta konstrukcja (proste kształty elementów

ciernych)

– cichobieżność
– brak obciążeń dynamicznych
– możliwość ciągłej regulacji obrotów
– możliwość uzyskania dużej rozpiętości przełożeń

WADY
– duże obciążenie wałów i łożysk
– konieczność stosowania urządzeń dociskowych
– brak stałości przełożenia z powodu występowania

poślizgów

– stosunkowo mała sprawność
– mała możliwość łagodzenia nierównomierności

obciążenia

(w porównaniu z pasowymi)

Rodzaje przekładni ciernych

Materiały używane do wykonania przekładni

ciernych

Należy się kierować następującymi wymaganiami :
– tarcie toczne – możliwie małe a więc małe odkształcenia

sprężyste,

– tarcie poślizgu – możliwie duże (duże ),
– wysoka granica zmęczenia stykowego,
– duża odporność na zużycie.
Najczęściej stosuje się:
1) Stal hartowana – stal hartowana (HRC 60)
na sucho
w oleju
(stale łożyskowe ŁH15, ŁH15SG)
(stale stopowe 18HGT, 15HGM, 18HGM)
2) Żeliwo – stal lub żeliwo – żeliwo
3) Tworzywo – stal lub tworzywo – żeliwo
(fibra lub tekstolit)
większe (mniejsze siły docisku)
większa cichobieżność
4) Guma – stal lub guma – żeliwo (guma o twardości 80 90 Sh









8

,

0





Przekładnia równoległa

(koła gładkie)

1

2

2

1

2

2

1

1

1

2

2

1

2

1

2

2

2

d

a

d

a

d

d

d

n

d

n

d

d

n

n

i

























Przełożenie

Odległość osi

Zwykle znamy n

1

oraz i , wiemy orientacyjnie jaką przekładnię chcemy

zaprojektować.

2

1

1

2

2

1

2

1

1

2

2

2

2

1

1

2

2

2

n

n

n

a

d

n

n

n

a

d

d

n

a

n

d

n

d

n















stąd

lub

Podobnie jak przy kołach zębatych mamy do czynienia z

naciskaniem na siebie

2 – ch walców (zagadnienie Hertza).





b

F

E

p

n

śr







2

2

1

32 



E – zastępczy moduł sprężystości

















2

1

1

1

2

1

1

E

E

E



– zastępczy promień krzywizny





2

1

2

1

2

1

2

1

2

1

2

1

1

1

d

d

d

d

r

r

r

r























czyli

















b

F

d

d

d

d

E

p

b

F

d

d

d

d

E

p

b

F

E

p

n

śr

n

śr

n

śr

2

1

2

1

2

2

2

1

2

1

2

2

2

2

1

16

2

1

32

1

1

32







































2

mm

N

p

obl

q

b

F

d

d

d

d

p

n

obl







2

1

2

1

2

1

2

1

d

d

d

d

p

q

b

F

q

pbl

dop

n









obciążenie
ciągłe

Zależy od rodzaju
współpracujących materiałów (z
tablicy)

Porządek obliczeń

Moc

 

 











s

m

v

N

F

kW

v

F

P

T

T

1000

Moc obliczeniowa

3

,

1

1

,

1

0







K

zwykle

P

K

P













3

2

1

2

1

1

1

2

1

3

1

1

1

1

2

1

1

1

1

1

2

1

1

1

2

1

1

1

2

2

1

1

2

1

1

1

2

1

2

1

2

1

2

1

1

1

0

1

2

1

1

1

1

267

19100

1000

19100

1000

1

19100

1000

1000

obl

d

o

obl

d

d

obl

o

d

d

obl

pbl

n

obl

dop

n

n

T

p

n

n

n

P

d

n

n

p

n

d

n

d

d

n

n

n

d

p

P

d

b

gdzie

d

n

n

n

d

p

b

n

n

n

d

p

F

d

n

d

n

n

n

n

d

d

d

d

d

zapisa

ć

możoż

b

d

d

d

d

p

b

q

F

ale

n

d

F

v

F

P

czyli



























































Przekładnie równoległe rowkowe

Ze względu na występowanie ślizgania przyjmuje się niezbyt duże

16

min

d

t 

punkt C dzieli t

w stosunku 1:4

0

0

2

1

22

15

2

,

0

2

8

,

0

2

2

1















t

d

d

t

d

d

stąt

z

z

Liczba rowków z<6 (mogą być składane z
tarcz)



sin

2

'

n

n

F

F 

Bazując na naciskach liczonych według Hertza wprowadza się zastępcze średnice walców
zastępczych









sin

sin

2

1

2

1

d

d

oraz

d

d





Siła tarcia przypadająca na 1 rowek (2
powierzchnie)















sin

1

5

,

0

sin

sin

2

2

2

2

1

2

1

'

'

d

d

d

d

p

q

q

F

F

F

F

F

obl

dop

n

n

n

n

T















Po przekształceniach tak jak dla przekładni walcowych
otrzymamy





3

2

1

2

1

1

sin

212









d

obl

p

n

n

n

P

d





Oznaczamy przez b – łączną szerokość rowków

dalej postępujemy jak w przypadku kół
gładkich.

8

,

0

6

,

0

2

2

1

1

1























d

b

y

przyjmujem

i

b

z

b

z

b

d



Przekładnie
kątowe

;

cos

;

cos

.

2

1

2

1

2

1

2

1

1

1

1

2













m

m

m

m

d

d

d

d

zast

średnice

n

n

d

d

i











1

2

cos

cos

2

1

2

1

2

1

2

1













m

m

m

m

obl

obl

n

d

d

d

d

p

q

d

d

d

d

p

b

F

q











1

1

cos

1

7

,

0

sin

1

1

2

1

1

2

1

2

1

2

1

1





























m

obl

obl

obl

obl

m

d

w

n

T

d

p

d

p

q

d

d

d

p

d

d

d

d

p

q

d

koło

dużu

gdyby

d

b

podobnie

F

F

F

tarcia

siłi

m

























Przekładnie o zmiennym
przełożeniu

P = const; n

1

= const; M

1

= const;

max

min

2

2

2

2

2

2

1

1

1

2

2

2

2

d

d

d

d

F

d

F

M

const

d

F

d

F

M

n

T

n

T



















2

1

1

2

2

2

1

1

2

2

d

d

d

d













2

1

1

2

d

d

n

n 

czyli