авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 || 3 |

«В.В. З а р е ц к и й ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА ДЕТАЛИ МАШИН У ч еб н о е п о с о б и е С ан к т-П етер б у р г 2012 ...»

-- [ Страница 2 ] --

Основными характеристиками передач (табл. 4) являются: энерге­ т ические (мощность Р, кВт, и коэффициент полезного действия п), кине­ мат ические (частота вращения n, об/мин, угловая скорость ю, рад/с, окружная скорость v, м/с, и передаточное число u) и силовые (вращающий момент Т, Н м, и силы F, Н).

Кинематическую схему привода выбирают путём анализа несколь­ ких вариантов, оценивая их конструктивную целесообразность. Основной задачей при конструировании привода является минимизация его габарит­ ных размеров и стоимости при обеспечении надёжности и технологично­ сти. Это достигается оптимальным соотношением параметров электродви­ гателя и привода по рекомендуемым значениям передаточных чисел его передач, избегая выбора их предельных значений. Параметрами, опреде­ ляющими размеры передач, являются передаваемая мощность и частное передаточное число передачи. Для создания компактного приводного ме­ ханизма следует ограничивать количество отдельных передач в приводе.

Таблица 4. Характеристики механических передач Х арактеристики передаточных механизмов энергетические кинемат ические силовые Мощность Р, кВт, Быстроходность пе­ Вращающий, или редачи характеризуется ча­ крутящий, момент Т, Нм, Р = Т п / 9550, где Т - вращающий (кру­ стотой вращения n, об/мин, на каждом валу привода угловой скоростью со, рад/с, можно определить по соот­ тящий) момент, Нм, СО = 7Ш/ 3 0 и окружной ношению n - частота вращения вала, об/мин. скоростью V, м/с, Т = 9 5 5 0 P l n = F td l Потери мощности V = 7vdnl 6 0 0 0 0., где Р - мощность на рас­ оценивают величиной ко­ Передаточное отно­ сматриваемом валу, кВт;

эффициента полезного n - частота вращения шение i = Пх / П2. Если действия (КПД) вала, об/мин.

передаточное отношение i Усилия F, H, дей­ ii = p 2 i p v 1, его называют переда­ ствующие на детали вра­ При последователь­ точным числом и.

При последовательном щения, обычно вычисляют ном соединении передач через окружную силу Ft, или механизмов общий соединении передач которую определяют по КПД и об — u xu 2 • • Un. формуле Лоб =17x172 - - - Л п F t = 2 0 0 0 7 7 /.

При повреждении приводов машин чаще всего происходят отказы гибких органов в ремённых и цепных передачах: срок службы ремней со­ ставляет порядка 2...3 тысяч часов, цепей - до 7...10 тысяч часов при пла­ нируемом сроке службы привода порядка 20 и более тысяч часов. Повре­ ждения в подшипниках и разрушение зубьев зубчатых и червячных колёс в передачах составляют от 20 до 40% случаев отказов привода. Очень редко случаются разрушения валов, уплотнений и корпусов.

Подбор двигателя для привода м аш ины и определение кинем а­ тических и силовы х парам етров на валах. Исходным документом при проектировании является техническое задание. Исходными данными для конструирования привода являются результаты технологического расчёта машины, для которой проектируется привод, то есть величины мощности на приводном валу Рт.м и частота вращения приводного вала пт.м исполни­ тельного механизма машины.

Последовательность подбора двигателя и анализа привода:

1. Выбирают расчётный вариант кинематической схемы привода конвейера согласно заданию (рис. 1.16) с указанием соответствующих обо­ значений КПД, передаточных чисел, частоты вращения и мощности на каждом валу привода.

2. Определяют КПД привода г],:р = Щ Г}гЩ-...-Г]п = П^, где пь П2 и т.д. - КПД отдельных передач и элементов привода (табл. 5).

3. Определяют расчётную мощность электродвигателя Рис. 1.16. Кинематическая схема привода ленточного конвейера 4. По каталогу подбирают двигатель с ближайшей большей к расчёт­ ной мощностью (перегрузка допустима не более 6... 7%) с учётом заданно­ го числа пар полюсов двигателя р и выписывают его основные характери­ стики - тип (марку) двигателя, номинальную мощность Р да и асинхронную частоту вращения «двас.

5. Общее передаточное число привода и пр — п д /п разбивают между отдельными передачами по условию и„„ — и Л и^и^ и, U np ~ где u1, u2 и т.д. - передаточные числа отдельных передач привода (см.

табл. 5). Например, разбивку общего передаточного числа между редукто­ ром и дополнительной ремённой передачей согласно кинематической схе­ ме на рис. 1.18, в производят следующим образом. Передаточное число привода конвейера и пр — и реыи ред — (2...3 )и д, при этом расчётное пере­ даточное число редуктора и ред — и пр /(2...3 ) округляют до стандартного ближайшего передаточного числа иРед.ст (табл. 5), после чего уточняют пе­ редаточное число ремённой передачи по формуле и — и пр / и ред ^.

Таблица 5. Сравнительная характеристика механических передач Передаточное Коэффи­ Входная Окружная число и циент мощность скорость Тип передачи полезного рекомен­ предель­ Р, кВт v, м/с действия г| дуемое ное Зубчатая цилиндрическая 4 2. до 100 до V9 9, O,,, 0,,, 0, 99, 00,, 57,, 0, 9, Зубчатая коническая 1.6, до 80 до 2, Червячная до 70 до О, Цепная 3 1,5. до 100 до Ремённая 0,95.0,96 2.3 2. до 50 до Фрикционная 0,75.0,95 3 2. до 20 до Зубчатые цилиндрические 2,0 2,24 2,5 2, и ред 0, одноступенчатые до 3,15, 4,0, 4,5, 5,0, 5,6, 6, редукторы Зубчатые цилиндрические иред = 8, 10, 12,5, 16, 18, 0,97 20, 22,4, 25, 28, двухступенчатые до 31,5, 35,5, редукторы Примечания: 1. КПД муфты типа МУВП г | м у в п = 0,99;

типа М3 г|мз = 0,98.

2. КПД одной пары подшипников качения п = 0,99;

скольжения п = 0,98.

6. Определяют мощность Р, частоту вращения n и крутящий момент Т на каждом валу проектируемого привода. Результаты расчётов целесооб­ разно свести в таблицу (табл. 6).

Таблица 6. Сводная таблица расчётных параметров на валах привода проектируемого ленточного конвейера Пере Номер и Мощность Частота Вращающий дат.

наименование на валу вращения вала момент на валу число вала привода Р, кВт n, об/мин Т, Н м и 2. Вал Р 1 = Р дв.расч 9550Р Тх= х /щ — ^ дв.ас ^ двигателя 2. Входной вал Т2 9550Р2 / п ^2 ~ Р \П р е м U рем = редуктора n i = r h t u pa, 3. Выходной вал О О 9550,Р4 / II Т4 = п н н (N U ред П 4 = П 1 i U ped редуктора 4. Вал привод­ О О = 9550Р II Т5 5/п н н t:

«5 = «4 = ного барабана Передачи следует рассчитывать в направлении потока мощности от вала двигателя к валу исполнительной машины.

Это важно. Парадоксальная особенность решения техниче­ ской инженерной задачи заключается в сочетании подчёркнуто кон­ кретного задания с большой творческой свободой, а, следовательно, значительной неопределённостью в выборе решения и отсутствии однозначного ответа при ограниченном времени на её выполнение.

Как беречь время при курсовом проектировании и не только. Начинайте работу сразу, не откладывая! Шарль Бодлер:

«Самая тяжёлая работа - та, которую мы не решаемся начать: она становится кошмаром». Один из законов Паркинсона гласит: «Всякую работу можно растянуть так, чтобы заполнить ею всё имеющееся время». Работа изнуряет нас, главным образом, в результате разо­ чарований и неудач. Каждый может жить долго и счастливо, работая интенсивно и не на самых высоких постах до тех пор, пока ему нра­ вится его работа, и он достаточно преуспевает в ней.

К онтрольны е вопросы:

1. Каково назначение передач в приводе.

2. Как осуществляют подбор двигателя для привода.

3. От чего зависит общее передаточное число привода машины.

4. Почему не все передачи привода проектируют.

5. Как влияет количество деталей на надёжность машины.

П оясните виды механических передач, обозначенных на схемах:

в б а е д г Если ясность вашего объяснения исключает ложное толкование, всё равно кто-то поймёт вас неправильно.

2. РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ 2.1. Р е м ё н н ы е и ц е п н ы е п е р е д а ч и - п е р е д а ч и г и б к о й с в я з ь ю Ремённы е передачи плоским ремнём стали применять в конце XIX века для раздачи энергии от паровой машины в качестве привода транс­ миссионных валов, а затем они становятся частью привода отдельных ма­ шин. В 20-х годах ХХ века началось широкое распространение клиноре­ мённых передач. Теория ремённых передач берёт своё начало от разрабо­ танной Л. Эйлером теории трения гибкой нерастяжимой нити на шкиве.

Теорию работы упругого ремня на шкивах разработал Н.Е. Ж уковский.

Леонард Эйлер (1707...1783 гг.) - великий математик, физик и астроном немецко-швейцарского происхождения. В 1727 году Эйлер был приглашен в Петербургскую Академию наук, где и работал до 1741 года, а затем с 1766 года до конца своих дней.

Исследования Эйлера охватывали все разделы современной ему математики и механики, теорию упругости, теорию машин, опти­ ку, теорию музыки, баллистику, морскую науку и т.д. В возрасте лет учёный опубликовал трактат «Механика, или наука о движении, изложенная аналитически». Он обладал почти невероятной работо­ способностью и научной продуктивностью: при жизни он опубликовал несколько десятков объёмистых трактатов, а научные статьи Эйлера публиковались после его смерти ещё в течение 40 лет.

Эйлера как человека характеризует благородство в науке. Так, он намеренно задержал публикацию собственной рукописи по вариа­ ционному исчислению, чтобы дать возможность молодому на то вре­ мя Жозефу Луи Лагранжу подготовить для печати важную для его научной карьеры статью, благодаря которой Лагранж получил всеоб­ щее признание среди ведущих математиков.

ВИДЫ РЕМЁННЫХ ПЕРЕДАЧ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ. Ремённые передачи относятся к механическим передачам с гибкой промежуточной связью. Гибкой связью является ремень. По принципу работы они являют­ ся передачами трением или передачами зацеплением (зубчато-ремённые передачи). Ремённые передачи широко применяются в приводах станков, пильных рам, конвейеров, в целлюлозно-бумажном оборудовании, руби тельных машинах и т.д.

Ремённая передача (рис. 2.1) состоит из ведущего 1 и ведомого шкивов, ремня 3 и натяжного устройства 4, обеспечивающего передачу окружного усилия с помощью трения. По форме поперечного сечения ремня различают плоскоремённые, клиноремённые и передачи поликли новым ремнём. Достоинства ремённой передачи: простота конструкции, бесшумность при работе, предохранение узлов привода от перегрузок. Не достатки: малая долговечность ремня, большие габариты передачи и зна­ чительные усилия на валы, необходимость натяжного устройства.

Рис. 2.1. Привод с ремённой передачей:

а - плоским ремнём, б - клиновыми ремнями Обычно ремённую передачу используют в качестве первой от двига­ теля ступени привода, так как в этом случае её габариты и масса оказыва­ ются сравнительно небольшими. Область применения передач с плоскими полиамидные ремнями - быстроходные передачи со скоростью ремней до 8 0.1 0 0 м/с. Клиноремённые передачи имеют универсальное назначение и устойчиво работают при скорости до 3 5. 4 0 м/с, передавая мощность до 50 кВт. Передаточное число ирем = ni / n2 ~ d2 / di. КПД передачи Прем = 0,95...0,97. Сечения приводных ремней приведены на рис. 2.2.

Рис. 2.2. Поперечное сечение приводных ремней:

а - плоский прорезиненный, б - плоский кордшнуровый, в - клиновой, г - поликлиновой ремень РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ. При ра­ боте передачи ремень нагружен: силой предварительного натяжения F0, полезной окружной силой Ft, центробежной силой Fv и изгибающим уси­ лием FH, которые создают в ремне соответствующие напряжения.

Наибольшее значение суммарные напряжения имеют при набегании рем­ ня на малый шкив. При движении на ведущем шкиве ремень укорачивает ся, а на ведомом - удлиняется, что вызывает упругое скольжение его на шкивах.

Максимальные напряжения в ремне должны удовлетворять усло­ вию:

O'»» = сто +о-,/2 + т„ +ст,„ = F0 / А + Ft !(2А) + pv2 + Еу t d, [7m, aJ где А - площадь поперечного сечения ремня, мм 2.

р - плотность материала ремня, кг/м3;

Е - модуль упругости ремня при изгибе, МПа;

у - расстояние от поверхности шкива до нейтрального слоя ремня, мм.

[cm ~ 8 МПа - допускаемые напряжения.

ax] Ремни в соответствии с предъявляемым к ним требованиям рассчи­ тывают по тяговой способности, определяемой коэффициентом тяги ф, по максимальным напряжениям в ремне атах и на долговечность Lh.

Т яговая способность передачи обусловлена силой трения ремня со шкивами и характеризуется кривыми скольжения и КПД (рис. 2.3). По оси ординат на графике откладывают относительное скольжение s и КПД пе­ редачи г) (в процентах), а по оси абсцисс - коэффициент тяги передачи ф.

Коэффициент тяги представля­ ет собой относительную нагрузку передачи ф = Ft / (2F0). С ростом нагрузки упругое скольжение ремня возрастает сначала по закону прямой линии. Коэффициент тяги имеет критическое значение фк = 0,4...0, для плоских ремней и фк = 0,7... 0, для клиновых ремней, что соответ­ ствует наибольшей допустимой нагрузке на ремень. С увеличением Рис. 2.3. Кривые скольжения и КПД нагрузки выше допустимой возрас­ тает проскальзывание ремня на шки­ плоскоремённых передач вах и происходит резкое падение КПД передачи. В дальнейшем при фтах насту­ пает полное буксование ремня.

При расчёте плоскоремённой передачи определяют требуемую ши­ рину ремня и её значение согласовывают с ГОСТом.

bр = F1, / $ р Жt “ ^ |г где 5р - толщина ремня, мм;

[ct] - допускаемое расчётное напряжение, учитывающее действитель­ ные условия работы передачи, МПа.

При расчёте клиноремённой передачи в зависимости от передавае­ мого вращающего момента Ть Н м, выбирают стандартное сечение ремня и, исходя из допускаемой мощности Р0, кВт, на один ремень, определяют необходимое количество ремней zp в передаче. Клиновые ремни выпуска­ ют трёх видов: нормального сечения (Z, A, B, C, D, Е), узкие (УО, УА, УБ, УВ) и широкие (для вариаторов).

Требуемое число ремней в передаче z p — Рх /(РрасчС z ), где Pi - передаваемая мощность на валу малого шкива, кВт;

Cz - коэффициент, учитывающий неравномерную загрузку ремней;

Ррасч - допускаемая расчётная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнём с учётом действительных условий работы передачи.

При расчёте передачи поликпиноеы м рем нём определяют требуемое количество рёбер ремня z = 10/^ / Ррасч.

Д олговечность ремня существенно зависит от числа пробегов рем­ ня в секунду ш — 1 0 0 0 v / L, которое не должно превышать допускае­ мого [ ш]. Для обыкновенных плоских ремней [йт] 5 1/с, для специаль­ ных быстроходных плоских и клиновых ремней [йт] = 10... 15 1/с. Расчёт­ ная долговечность ремня Lh = 7 5 0.5 0 0 0 часов, а средний ресурс ремней составляет ~ 2. 3 тыс. часов.

Конструирование ш кивов передачи. Расчётные диаметры ведуще­ го и ведомого шкивов передачи d iрасч = C d - \ j T \ ^ d и d 2pac4 d xu peM = d 2 округляют до стандартных значений d1 и d2 из следующего ряда: 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560. мм.

Здесь Cd = 2 0. 6 4 - коэффициент диаметра, зависящий от типа ремня;

Т 1 - вращающий момент на ведущем шкиве, Н м ;

ирем - передаточное число (обычно ирем = 2. 4 ).

Чугунные или стальные шкивы ремённых передач (рис. 2.4) имеют обод, на который надевают ремни, и ступицу для установки шкива на вал.

Шкивы диаметром до 100 мм выполняют монолитной конструкции, а диа­ метром от 100 до 400 мм изготовляют с диском, соединяющим обод и сту­ пицу. Шкивы диаметром более 400 мм выполняют со спицами.

Общие размеры шкивов для различных типов ремней: расчётные диаметры шкивов di и d2, толщина обода шкива 5i = 6... 12 мм, толщи­ на диска шкива С = (1,2... 1,3)5Ь Посадочный диаметр ведущего шкива d0i, и длину ступицы /ст1 согласовывают с размерами вала двигателя. Посадоч­ ный диаметр ведомого шкива d02 и длину его ступицы /ст2 согласовывают с размерами входного вала редуктора или иного механизма. Диаметр ступиц шкивов определяют по формуле dC = ( 1, 5. 1,6)d0.

T Отличия при конструировании шкивов для различных типов при­ водных ремней заключаются в придании необходимой формы ободу шки­ ва. Ширина обода шкива В или Воб определяется формой и размерами по перечного сечения плоского ремня, или размерами и количеством клино­ вых ремней в комплекте (или числом рёбер поликлинового ремня).

Рис. 2.4. Конструкции шкивов для клиновых и плоских ремней Внешнюю поверхность обода большего шкива для плоского ремня с целью лучшей фиксации ремня выполняют сферической формы. На наружной поверхности обода ш ки ва для клиновы х и поликлиновы х ремней выполняют канавки стандартного профиля по числу клиновых ремней в комплекте или по числу рёбер поликлинового ремня.

Для удобства надевания ремней шкивы на валах обычно располагают консольно. Для создания натяжения ремня конструкция передачи должна допускать изменение межосевого расстояния.

Предварительное межосевое расстояние передачи принимают в пре­ делах арем = ( 1, 5. 2)(d1 + d2) или назначают из конструктивных соображе­ ний. Расчётную длину ремня 0,2 5 а 2 - d t Z L расч = 2 а рем L а.рем также округляют до стандартного значения, а затем уточняют арем.

Нагрузка на валы ремённой передачи Fs = 2F0 sin(ai/2) ~ (2... 3)Ft..

Зубчато-ремённая передача (рис. 2.5) соединяет в себе достоин­ ства ремённых и цепных передач. По названию и конструкции тягового ор­ гана эту передачу относят к ремён­ ным, а по принципу работы - к цеп­ ным передачам. Такая передача ком­ пактна, работает плавно и бесшумно.

Рис. 2.5. Привод с зубчато- Принцип зацепления устраняет про ремённой передачей скальзывание ремня на шкивах.

ВИДЫ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ. Для передачи больших мощностей широкое применение находят цепные передачи вту­ лочными и зубчатыми цепями. Как и передачи ремённые цепные передачи относятся к механическим передачам с гибкой промежуточной связью (це­ пью). По принципу работы они являются передачами зацеплением и по­ этому не требуют значительного предварительного натяжения цепи, в свя­ зи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры.

Достоинства цепных передач по сравнению с ремёнными: отсутствие проскальзывания цепи на звёздочках, меньшие габариты передачи, более высокий КПД. Недостатки: сложный уход за передачей (необходимость смазывания, точной установки валов), повышенная вибрация и шум при работе.

Традиционно цепные передачи применяют в химическом машино­ строении, транспортирующих машинах (конвейеры), в станкостроении, в сельскохозяйственных машинах и транспортных средствах (мотоциклы, мопеды).

Цепная передача (рис. 2.6) состоит из ведущей и ведомой звёздочек и цепи. Кроме того, цепные передачи могут иметь смазочные устройства и ограждение. Приводная цепь как главный элемент цепной передачи состо­ ит из соединённых шарнирами звеньев. Детали цепи: пластины, детали шарниров (валики и втулки), а также и звёздочки, изготовляют из средне­ углеродистых или легированных сталей и подвергают термообработке.

Основные типы приводных цепей - роликовые и втулочные це­ пи (ГОСТ 13568-97) и зубчатые це­ пи (ГОСТ 13552-81). В роликовы х цепях (рис. 2.7, а) зацепление цепи со звёздочкой осуществляется через ролик, при этом долговечность цепи возрастает, однако растёт её масса и стоимость. Роликовые и втулочные цепи изготовляют однорядными, Рис. 2.6. Привод конвейера с цепной двухрядными и многорядными.

передачей: 1 - двигатель, 2 - муфта, Средняя скорость цепи v ограничена 3 - редуктор, 4 - цепная передача, величиной 15 м/с.

5 - барабан с лентой Зубчаты е цепи (рис. 2.7, б) набирают из отдельных пластин. По сравнению с роликовыми и втулочными цепями зубчатые цепи работают бесшумно и плавно при скоростях v до 25 м/с, могут передать большие нагрузки, но сложнее в изготовлении и дороже. Основными расчётными параметрами зубчатой цепи являю т ся шаг цепи t и ш ирина цепи В.

РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ. Долговеч­ ность цепи определяется износостойкостью шарниров. Обычно срок служ­ бы передачи составляет 5...10 тыс. часов. Современные методы расчёта цепных передач основаны на критерии допустимого давления в шарнире звена [рц] как основного фактора, влияющего на износостойкость цепи.

Условие обеспечения работоспособности цепи рц [рц]. Допускаемые зна­ чения [рц] = 3 5. 4 0 МПа.

Рис. 2.7. Приводные цепи: а - роликовая двухрядная;

б - зубчатая цепь Основным расчётным параметром приводной роликовой цепи явля­ ется шаг цепи t - расстояние между осями соседних шарниров (обычно кратный 1 дюйму). Расчётный шаг цепи определяют из условия износо­ стойкости шарниров по формуле t „ = (6 0 0...6 5 0 ) • з — -— -— и согласовывают с ГОСТом.

асч V LpJzл Здесь Р 1 - мощность на ведущем валу передачи, кВт;

Кэ - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи:

динамичность нагрузки, наклон линии центров звёздочек к горизонту, спо­ соб регулирования натяжения цепи, способ смазывания передачи и др.;

z1 - число зубьев меньшей звёздочки, обычно z1 = 29 - 2ицеп;

И - передаточное число цепной передачи, часто ицеп = 2. 4.

цеп Число зубьев ведомой звёздочки z2 = z1•ицеп.

Числа зубьев звёздочек рекомендуется принимать нечётными в сочетании с чётным числом звеньев цепи.

Стандартную роликовую цепь выбирают с шагом t, близким к рас­ чётному шагу, и производят расчёт, проверяя выполнение условия где Ft - окружная сила, передаваемая цепью, Н;

Ft = 1000Pi/v;

Аоп - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм ;

Кт - коэффициент, учитывающий число рядов цепи.

Задаваясь величиной оптимального межосевого расстояния в преде­ лах а опт = ( 3 0. 50)t, определяют число звеньев цепи 2 a опт (z, + z 2 / 0) ( z 2 - Z x) t _ ---------1-------------.ь - V Z — a опт 2п 4 t Конструирование звёздочек. По конструкции звёздочки цепей ана­ логичны шкивам и зубчатым колёсам. Диаметр делительной окружности звёздочки d — t / sin (l 80° / z ). Конструкцию звёздочки для роликовой цепи (рис. 2.8) выбирают в зависимости от соотношения ширины зуба, рядности цепи и диаметра d, а также от способа получения заготовки. При относи­ тельно небольшой ширине и большом диаметре d звёздочки изготовляют из диска и ступицы, соединённых сваркой, болтами или заклёпками (рис.

2.8, в и г). Форма профиля зуба звёздочки зависит от конструкции и разме­ ров цепи. Метод расчёта профиля зубьев звёздочек роликовы х цепей опре­ делён ГОСТ 592-81, а звёздочек зубчатых цепей - ГОСТ 13576-81.

Рис. 2.8. Конструкции звездочек роликовых цепей К онтрольны е вопросы:

1. Из каких материалов изготовляют плоские и клиновые ремни.

2. Для чего осуществляют предварительное натяжение ремня.

3. Почему ограничивают число ремней клиноремённых передач.

4. Назовите основные типы приводных цепей.

5. Какой тип цепи получил наибольшее распространение и почему.

6. Каков главный критерий работоспособности цепных передач.

2.2. Фрикционные передачи и вариаторы Широкое применение ф рикционны х передач «колесо - рельс» и «колесо - дорожное полотно» в рельсовом и автодорожном транспорте вы­ зывает необходимость краткого рассмотрения истории этого вопроса.

Рельсовы й транспорт начинался с деревянных рельсовых путей для перемещения шахтных вагонеток вручную или на конной тяге. В 1821 году в Англии был запатентован метод получения прокаткой железных рельсов длиной 4,5 м. Дж. Стефенсон применил такие рельсы в 1825 году при строительстве первой в Англии крупной железной дороги между городами Манчестер и Ливерпуль. В состоявшемся в 1829 году состязании различ­ ных конструкций паровозов победил паровоз Стефенсона под названием «Ракета». В гонках должны были участвовать 5 паровозов, однако пятый «паровоз» оказался лишь макетом: внутри устройства находились лошади.

Джордж Стефенсон (1781.1848 гг.) - выдающийся англий­ ский изобретатель, разработавший в 1814 году первую конструкцию паровоза. В 1819.1829 годах он настолько усовершенствовал мо­ дели паровозов, что они получили практическое использование на железнодорожном транспорте.

В 1837 г. была построена первая в России железная дорога от Петер­ бурга до Царского Села. В Западной Европе используется железнодорож­ ная колея шириной 1435 мм, а в России - 1520 мм. В 1851 г. вошла в строй магистраль Петербург - Москва.

Невероятно, но факт. При открытии магистрали и торже­ ственном проезде царской семьи из Петербурга в Москву Николай I приказывал останавливать свой поезд при всех больших мостах. При осмотре Николаем I Веребьинского моста длиной 300 м император спустился вниз к самой речке, махнул платком и стал смотреть, как пойдёт поезд через мост. К его удивлению поезд прошёл первый устой моста и остановился. Что же случилось? Оказалось, что до­ рожный мастер покрасил ржавые рельсы чёрной масляной краской, которая ещё не успела засохнуть. Сообразительный механик прика­ зал посыпать рельсы песком и золой, и тогда поезд благополучно проследовал через мост.

А втом обильны й транспорт. Предшественником автомобиля счита­ ется коляска французского изобретателя Кюньо с паровым двигателем, со­ зданная в 1769 г. задолго до изобретения паровоза. Современное значение слова автомобиль связывают с изобретением двигателя внутреннего сго­ рания (ДВС). Первый ДВС был построен немецким изобретателем Нико­ ласом Отто в 1878 году. В 1897 году Рудольф Дизель изобрёл двигатель, который мог сжигать тяжёлое топливо, например, нефть.

Скорость автомобиля со сплошными (не надувными) шинами была ограничена примерно 20 км/ч, а надувная шина была изобретена Р. В.

Томсоном лишь в 1845 году. Такая шина сделала практически возможным быстрый и дешёвый шоссейный транспорт, а также позволила самолётам подниматься с суши и садиться на неё. Однако к середине XIX века рель­ совый транспорт уже прочно вошёл в жизнь, и железнодорожные компа­ нии законодательно через систему запретов отодвинули развитие автомо­ бильного транспорта до рубежа XIX - XX веков. Пневматические шины и подшипники качения обеспечили современному автомобилю то лидирую­ щее положение, которое он занимает по распространённости в ряду других машин массового производства.

ВИДЫ ФРИКЦИОННЫХ ПЕРЕДАЧ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ. Про­ стейшая фрикционная передача (рис. 2.9) состоит из двух соприкасающих­ ся между собой катков, прижатых друг к другу силой Fn, создающей силу трения, соответствующую величине передаваемого окружного усилия Ft.

Область применения фрикционных передач: рельсовый и безрельсовый транспорт, кинематические схемы приборов, вариаторы и т.д.

Преимущества фрикционной передачи: простота конструкции, бес­ шумность при работе, возможность бесступенчатого регулирования пере­ даточного числа (вариаторы). Недостатки: неизбежное упругое проскаль­ зывание катков, большая нагрузка на валы и опоры, необходимость нажимного устройства (пружинного, рычажного или иного).

При работе фрикционной пе­ редачи различают упругое сколь­ жение катков (происходит всегда) и их геометрическое скольжение, наличие которого зависит от фор­ мы катков.

Материалы катков должны обладать высокой износостойко­ стью и контактной прочностью, большим коэффициентом трения Рис. 2.9. Схемы фрикционных передач: г а - цилиндрической, б - конической и модулем упругости. Катки изго­ товляют из легированных сталей (подшипниковые стали с закалкой до твёрдости 60 HRC), чугунов и неметаллических материалов. Сочетание материалов сталь - сталь обеспечивает небольшие габаритные размеры передачи. Сочетание чугун - чугун или сталь - чугун позволяет работать как со смазкой, так и без неё (всухую), а сочетание материалов сталь текстолит допускает работу без смазки с коэффициентом трения до 0,4.

Вариатор - передача с плавно изменяемым (регулируемым) переда­ точным числом. Фрикционные вариаторы используют в станкостроении, химической промышленности, в том числе - при производстве бумаги.

Основная характеристика вариатора - диапазон регулирования, определя­ емый отношением передаточных чисел: Д = um /um Для одноступенча­ ax in.

тых вариаторов Д 6. Коэффициент полезного действия вариаторов п= 0,7 5.0,8 5. Различные конструкции вариаторов показаны на рис. 2.10 и 2.11.

Лобовой вариатор (рис. 2.10, а) прост по конструкции и может обеспечивать изменение направления вращения. Конусный вариатор (рис.

2.10, б) без промежуточного звена и конусный вариатор с параллельными валами и промежуточным элементом (рис. 2.10, в) передают вращение только в одном направлении.

Рис. 2.10. Схема лобового и конусных вариаторов М ногодисковый вариатор (рис. 2.11, а) состоит из пакетов кониче­ ских дисков, прижимаемых пружинами. Регулирование скорости произво­ дится смещением оси ведущего вала относительно оси ведомого, при этом изменяется величина радиуса контакта и передаточное число. Торовый ва­ риат ор (рис. 2.11, б) содержит торовые чашки и ролики. Изменение ско­ рости на выходе достигается поворотом осей вращения роликов. Торовые вариаторы наиболее совершенны, их недостаток - сложность конструкции.

Рис. 2.11. Схема дискового и торового вариаторов Вариаторы с раздвиж ными ш кивами и широкими клиновыми рем­ нями просты и надёжны и применяются в виде самостоятельных агрегатов.

Скорость регулируется изменением расчётных диаметров шкивов при осе­ вом перемещении дисков. КПД таких вариаторов п = 0, 8. 0,9.

РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ФРИКЦИОННОЙ ПЕРЕДАЧИ. Гео­ метрическими параметрами передачи являются диаметры di ведущего и d ведомого катков, b - ширина катков, а - межосевое расстояние. Переда­ точное число И р = n1/ n2 ~ d2 / d1 = 2. 4.

ф Для фрикционных передач основным критерием работоспособности является контактная прочность. При работе передачи происходит разру­ шение поверхностей катков в виде усталостного выкрашивания от кон­ тактных напряжений стн, и изнашивание катков в результате трения. Рас­ чётные контактные напряжения сжатия определяют по формуле Герца, а условие прочности для стальных катков приобретает вид Нормальная сила прижатия катков Fn в зависимости от передаваемой нагрузки Ft определяется по формуле x, Fn = K F t / f = 2000Я I f d 7;

где К = 1,3...1,5 - коэффициент запаса;

f - коэффициент трения между катками;

f = 0,04...0,05 - стальные катки при работе со смазкой;

f = 0,15...0,20 - стальные или чугунные кат­ ки при работе без смазки.

Для проектировочного расчёта формулу Герца преобразуют, прини­ мая за искомый параметр диаметр катка d1 или межосевое расстояние а.

Конструирование фрикционных передач. Прижимное устройство (с помощью пружины, силы тяжести и др.) создаёт постоянную силу при­ жатия катков. Большинство современных вариаторов выполняют с автома­ тическим прижатием катков, когда прижимная сила изменяется пропорци­ онально изменению передаваемого момента.

В цилиндрических фрикционных передачах нажимным выполняют ведомый каток, в конических - меньший каток.

Ведущий каток изготовляют из менее твёрдого материала, чем ведо­ мый, чтобы при буксовании на рабочей поверхности ведомого катка не об­ разовались задиры. Для надёжной работы передачи необходима высокая точность изготовления катков и сборки передачи. Ширину обода малого катка выполняют на 5. 1 0 мм больше расчётной ширины большого катка для компенсации возможного осевого смещения катков при сборке.

Контрольные вопросы:

1. Назовите основные детали фрикционных передач.

2. Поясните принцип работы вариаторов по рис. 2.10 и 2.11.

3. Почему рельсы запасных путей ржавеют.

2.3. Зубчатые передачи Зубчатые колёса, винты, полиспасты, а также простые расчёты механизмов - определение передаточных чисел и действующих сил - были известны ещё во времена Архимеда (3-й век до н.э.).

Архимед (287.212 гг. до н.э.) - древнегреческий учёный, ма­ тематик и механик, один из создателей механики как науки. Родился в Сиракузах (о. Сицилия) и жил в этом городе в период 1-й и 2-й Пуни­ ческих войн. «Как верно то, что один человек, один разум, надлежа­ ще подготовленный к своему предприятию, стоит целого войска и ра­ ботает необычайно успешно!». Так греческий историк Полибий (201.120 гг. до н.э.) в своей книге «Всеобщая история» писал о ра­ ботах великого Архимеда, умевшего метать из катапульт огромные камни во вражеские корабли, строить подъёмные краны, которые за­ хватывали корабли крюками, поднимали их из воды, переворачивая вверх килем, и бросали обратно в море. Точное описание машин, придуманных Архимедом, до нас, к сожалению, не дошло.

С появлением механических часов зубчатые передачи получают быстрое развитие, поскольку качество зубчатых колёс определяет точность хода часов и их долговечность. При этом форма зубьев играет важнейшую роль. В 1754 г. Л. Эйлер предложил и разработал теорию эвольвентного зацепления, получившего повсеместное распространение. В 1954 г. про­ фессором М.Л. Новиковым (Военно-воздушная инженерная академия име­ ни Н.Е. Жуковского) было предложено неэвольвентное круговинтовое зубчатое зацепление, которое носит его имя - зацепление Новикова.

в и д ы з у б ч а т ы х п е р е д а ч и и х х а р а к т е р и с т и к и. Зубчатая пе­ редача (рис. 2.12) - это механизм для передачи и преобразования движе­ ния с помощью зубчатого зацепления.

Рис. 2.12. Основные виды зубчатых передач.

Цилиндрические: а - прямозубая, б - косозубая, в - шевронная, г - с внутренним зацеплением, д - реечная.

Конические: е - прямозубая, ж - косозубая, з - с круговыми зубьями Передача состоит из пары сопряжённых зубчатых колёс, меньшее из которых называют шестернёй, а большее - колесом. Преимущества зуб­ чатых передач: высокая надёжность и долговечность, компактность и уни­ версальность, высокий КПД и постоянство передаточного отношения. Не­ достатки: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум и динамические нагрузки при больших скоростях.

Классификация зубчатых передач. По расположению зубьев на колесе различают прямозубые, косозубые, шевронные колёса и колёса с круговыми зубьями. В зависимости от формы профиля зубьев передачи подразделяют на эвольвентные и круговинтовые (передачи Новикова).

Различают также передачи с внешним и внутренним зацеплением.

При параллельном расположении осей зубчатых колёс применяют цилиндрическую передачу, при пересекающихся осях - коническую переда­ чу, при скрещивающихся осях - винтовую, гипоидную или спироидную пе­ редачу. В основном передачи выполняют закрытыми (в корпусе и со смаз­ кой), открытые передачи работают на воздухе обычно без смазки.

М атериалы зубчатых колёс и точность изготовления передач.

Основные материалы зубчатых колёс - качественные конструкционные (сталь 45, 50, 65Г и др.) и легированные стали (сталь 40Х, 40 ХН, 12ХН3А и др.). Обычно колёса подвергают термической или химико-термической обработке: улучшению (НВ 2 7 0.3 0 2 ), закалке токами высокой частоты (HRC 4 5.5 6 в зависимости от марки стали), цементации и закалке (HRC 5 6.6 3 ), нитроцементации, азотированию и т.д.

Зубья колёс нарезают (рис. 2.13) методом обкатки, или огибания, червячной фрезой (а) или долбяком (б), а также методом копирования модульной дисковой (в) или пальцевой (г) фрезой. ГОСТ 1643-81 преду­ сматривает 12 степеней точности изготовления зубчатых передач. Основ­ ное применение имеют 7, 8 и 9-я степени точности, назначаемые в зависи­ мости от скорости v.

Рис. 2.13. Методы нарезания зубчатых колёс ГЕОМЕТРИЯ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ. Прямозубые зубчатые переда­ чи. Главный параметр зубчатого зацепления - модуль m = p/п, где р шаг зубьев. ГОСТ 9563-80 регламентирует ряд модулей: 2;

2,25;

2,5;

2,75;

3;

3,5;

4;

4,5;

5;

5,5;

6;

7;

8. мм. Геометрические параметры передач стандартизованы и определяются несколькими концентрическими окружностями. Делительная окружность делит зуб на две части: головку и ножку (рис. 2.14). Размеры зуба: высота головки ha = m;

ножки hf = 1,25m;

следовательно, высота всего зуба h = 2,25m.

Основные параметры зубчатого колеса могут быть выражены через модуль m.

Диаметр делительной окружности d = mz, где z - число зубьев.

Диаметр окружности выступов da = d + 2ha = m(z + 2).

Диаметр окружности впадин df = d - 2hf = m(z - 2,5).

Межосевое расстояние передачи aw = 0,5m(z1 +z2). Ширина венца зубчатого колеса b = y bm = y bd-d = y ba'aw. Ширина m Рис. 2.14. Геометрия шестерни b1 = b + 2m.

зубчатого зацепления Непрерывность работы передачи обеспечена, если последующая па­ ра зубьев входит в зацепление до выхода предыдущей пары, то есть имеет­ ся перекрытие зубьев. Коэффициент торцового перекрытия еа по вели­ чине должен быть 1.

Передаточное число зубчатой передачи изуб = n1/ n2 = d2 / d1 = z2 / z1, где Zi и z2 - число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни обычно z\ = 18...25. Число зубьев колеса z2 = z ru 3y6. При передаточном числе изуб 1 передача понижает обороты (редуктор), при изуб 1 передача повышает обороты (мультипликатор). Окружная скорость в месте контакта зубьев колёс v = ndn/60000 ограничена величиной 1 5.2 0 м/с.

Зубчатые передачи с косозубыми и шевронными колёсами. У ко­ созубых колёс (рис. 2.15) зубья составляют с образующей делительного цилиндра угол в в пределах 8. 20°.

С увеличением угла наклона зубьев уве­ личивается длина контактной линии и коэф­ фициент перекрытия, но одновременно возрас­ тает осевое усилие, дополнительно нагружа­ ющее валы и подшипники. Для уравновеши­ вания осевых усилий применяют шевронные колёса, то есть цилиндрические колёса с вен­ цами, разделённые на участки с правым и ле­ вым зубом (см. рис. 2.12, в). Угол наклона в зубьев на шевронных колёсах составляет от до 40°. Параметры косозубого колеса измеря­ Рис. 2.15. Схема ют в торцовом и нормальном (n - n) направ­ косозубых лениях.

цилиндрических колёс Так окружной модуль mt = pt / п, нормальный модуль mn = pn/ п, где pt = pn /cosp - окружной шаг зубьев, рп - шаг зубьев в нормальном се­ чении. Делительный диаметр d = mnz /cosp, диаметр вершин зубьев da = d + 2mn, диаметр впадин зубьев df = d - 2,5mn.

При работе косозубых передач зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Поэтому передаваемая нагрузка распределяется на несколько пар зубьев одновременно. При этом повышается нагрузочная способность, плавность и бесшумность работы.

Конические зубчатые передачи (см. рис. 2.12, е, ж, з) передают вращение между валами с пересекающимися обычно под углом 90° осями.

Передаточное число конической передачи икон = z2/zi = d2/di. Такие пере­ дачи сложнее цилиндрических передач, они требуют периодической ре­ гулировки. Для нарезания зубчатых конических колёс требуется специаль­ ный инструмент. При монтаже передачи шестерня закрепляется консольно, что ведёт к увеличению неравномерности распределения нагрузки. В за­ цеплении действуют также осевые силы. Всё это снижает нагрузочную способность передачи. Однако конические колёса широко применяют в механизмах, где валы необходимо располагать под углом друг к другу.

РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ. При переда­ че движения зубья колёс сцепляются на линии зацепления А 1 А2. Линия А1 (рис. 2.16) образует с касательной, проведенной в полюсе зацепления А П, угол зацепления aw = 20° для цилиндрических колёс. Нормальную силу Fn при расчёте прямозубой передачи раскладывают на окружную Ft = 2000Т /d и радиальную Fr = Ft-tgaw. Силы в зацеплении рассчитывают че­ рез величину окружного усилия, при этом нормальное усилие Fn = Ft /cosaw.

Рис. 2.16. К расчёту усилий Рис. 2.17. Характер нагружения в зубчатом зацеплении зубьев и виды напряжений в них Расчётную нагрузку зубчатой передачи задают в виде мощности, вращающего момента или окружного усилия, умноженного на коэффици­ ент нагрузки К = KaKpKv = 1,3...1,5, например, Трасч = ТШ мКаКр^, где частные коэффициенты К учитывают динамичность нагрузки и неравно­ мерность её распределения по длине зубьев и между ними.

От действия силы Fn на рабочих поверхностях зубьев возникают контактные напряжения сжатия стн, а у основания зубьев - напряжения из­ гиба a F (рис. 2.17, а). Напряжения в зубьях - величины переменные (рис.

2.17, б). Время контакта зубьев в течение одного оборота очень мало.

Основными критериями работоспособности и расчёта зубчатых пе­ редач (ГОСТ 21354-87) являются: контактная прочность рабочих по­ верхностей зубьев и прочность зубьев при изгибе.

При проектировочном расчёте передачи на контактную прочность межосевое расстояние aw, мм, получают выводом из формулы Герца после соответствующих математических преобразований, то есть где Ка - коэффициент межосевого расстояния;

Ка = 49,5 (МПа)13 - для прямозубых колёс и Ка = 43 (МПа)1/3 - для косозубых колёс;

u - передаточное число;

Т2 - вращающий момент на ведомом валу, Нмм;

КН = 1,05.1,20 - коэффициент расчётной нагрузки;

р у ba = b / aw = 0,2...0,5 - коэффициент ширины колеса;

[аН - допускаемое контактное напряжение, МПа, зависящее, в ос­ ] новном, от твёрдости рабочих поверхностей зубьев сопряжённых колёс.

Определив величину aw, её округляют до стандартного ближайшего значения, принимают стандартный модуль зацепления m в пределах (0,01...0,02)aw рассчитывают геометрические параметры колёс и произво­, дят проверочный расчёт передачи.

При расчёте передачи на прочность зубьев при изгибе зуб рассмат­ ривают как консольную балку, работающую на изгиб при нагрузке Fn (рис.

2.17, а). От напряжений изгиба часто происходит выламывание углов зубь­ ев вследствие усталости материала при длительно действующих перемен­ ных нагрузках. Напряжения в основании зуба должны отвечать условию = 4?1 —7С У [rF _ УР П Ж. При этом напряжения сжатия невелики, а именно а сж~ 0,06аиз.

При расчёте на прочность косозубых и шевронных колёс по контакт­ ным напряжениям и на изгиб используют формулы для прямозубого за­ цепления, вводя в них соответствующие коэффициенты, отражающие спе­ цифику работы и расчёта косозубой передачи.

Конструирование зубчатых колёс. По способу получения загото­ вок зубчатые колёса подразделяют на литые, кованые, штампованные и сварные, а по способу соединения с валом - на шестерни, изготовляемые за одно целое с валом (вал-шестерня) и насадные шестерни и колёса.

Конструкции цилиндрических колёс показаны на рис. 2.18. Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. 2.18, а, г) или с выступающей ступицей в одну или в обе стороны (рис. 2.18, б, в). Для снижения массы колёс их делают с тонким диском (С ~ 0,25b2), в котором выполняют четы ре-шесть отверстий.

Установка колёс на валах производится с фиксацией их как в ради­ альном, так и в осевом направлении. В радиальном направлении колёса фиксируют посадкой (переходной или с небольшим натягом) и дополни­ тельными устройствами в виде шпонок или шлицев. Осевую фиксацию ко­ лёс осуществляют распорными втулками, пружинными кольцами, стопор­ ными винтами и другими способами.

Рис. 2.18. Конструкции цилиндрических зубчатых колёс Контрольные вопросы:

1. Каковы основные геометрические параметры зубчатых колёс.

2. Сравните нагрузочную способность прямых и непрямых зубьев.

3. Какие из передач (фрикционные, зубчатые, ремённые) обеспечи­ вают постоянство передаточного числа.

4. Передаточное число u ^ = 3, частота вращения ведущей шестерни n1 = 1440 об/мин. Какова частота вращения колеса?

5. От чего зависит назначение степени точности зубчатой передачи.

2.4. Червячные передачи Несмотря на то, что основные виды деталей машин были известны ещё во времена Архимеда, за период средневекового застоя часть техниче­ ских достижений была забыта. В эпоху Возрождения (XV. XVI века) вновь появляются известные ранее и новые механизмы. В литературе эпо­ хи Возрождения, ярким представителем которой является Л. да Винчи, имеются данные о применении канатных и ремённых передач, грузовых винтов, муфт и т.д.

Леонардо да Винчи (1452.1519 гг.) - гениальный математик, механик, инженер, конструктор, архитектор и художник эпохи Возрож­ дения. Сохранилось около 7 тысяч страниц его рукописей по различ­ ным вопросам искусства, науки и техники. Л. да Винчи может считать­ ся первым исследователем в области деталей машин.

В записках Л. да Винчи описаны винтовые зубчатые колёса с перекрещивающимися осями, глобоидная червячная передача, под­ шипники качения, шарнирные цепи и различные машины. Среди чер­ новиков и моделей да Винчи были парашют, танк, велосипед, не бы­ ло только телевизора. Свои дневники Леонардо зашифровал хитрым образом: он писал их справа налево в зеркальном отражении. Да Винчи создал подробный чертёж вертолёта. В 2000 г. в Италии по разработкам Л. да Винчи был построен летательный аппарат, кото­ рый успешно облетел Рим.

ВИДЫ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ. Червячная передача (рис. 2.19) состоит из червяка и червячного колеса и относится к передачам зацеплением с перекрещивающимися обычно под углом 90° осями вращения.

Червячные передачи при­ меняют в станках, грузоподъ­ ёмных, транспортирующих и других машинах. Преимущества передачи: большое передаточ­ ное число ичер = 8...80, бесшум­ ность, плавность работы, ком пакность. Недостатки: низкий КПД (п = 0,70...0,92), высокие требования к точности изготов­ ления и монтажа передачи, большая стоимость материала Рис. 2.19. Привод венцов червячных колёс.

с червячным редуктором Геометрия червячного зацепления (рис. 2.20). Главные геометри­ ческие параметры передачи: модуль зацепления m = р / п, где р - осевой шаг червяка, и коэффициент диаметра червяка q = di / m. Оба эти пара­ метра стандартизованы.

Размеры витков червяка и зубьев коле­ са определяют в зави­ симости от модуля т.

Делительный диаметр червяка di = qm. Диа­ метр вершин витков da = d1 + 2m, диаметр впадин витков червяка dfl = d1 - 2,4m.

Диаметр делитель­ ной окружности колеса d2 = mz2, диаметр вершин зубьев в среднем сечении da2 = d2 + 2m, диаметр впадин зубьев червячных колёс в среднем сечении df2 = d2 —2,4m. Зубья колёс имеют вогнутую форму и охватывают червяк по дуге с углом 25. Ширина венца колеса b2. Наибольший диаметр червячного колеса daw da2 + 6m/ (z1 + 2).

Здесь z1 - число заходов червяка (z1 = 1, 2, 3 или 4).

Передаточное число червячной передачи ичер = n1/ n2 = z2/ z1, где z2 - число зубьев колеса, обычно z2 = 27...80.

Межосевоерасстояние aw= 0,5(d1 + d2) = 0,5m(q + z2).

М атериалы червяков и червячных колёс, точность изготовле­ ния. Червячные передачи при работе имеют повышенное скольжение за­ цепляющихся элементов и неблагопрятные условия смазывания зацепле­ ния. Повышенное скольжение обусловлено тем, что векторы окружных скоростей Vi червяка и v2 колеса направлены под углом 90° (рис. 2.21).

Зуб колеса Виток червяка Скорость скольжения уск является равнодействующей Z скоростей v1 и v2, она направлена по линии касания ' V г) зубьев колеса и витков чер­,— L Y вяка и определяется как v„- = a/vi2 + v 2 = v, / c o s y.

Неблагоприятные усло­ вия смазывания зацепления обусловлены направлением Рис. 2.21. К расчёту скорости скорости скольжения вдоль скольжения в червячной передаче линии контакта витков червяка и зубьев колеса. Высокие скорости сколь­ жения и неблагоприятные условия смазывания требуют, чтобы материалы колеса и червяка имели низкий коэффициент трения, повышенную износо­ стойкость и пониженную склонность к заеданию.

Вследствие большой скорости скольжения зуба колеса по витку чер­ вяка в передаче при работе выделяется значительное количество теплоты.

Поэтому для изготовления деталей передачи применяют разнородные ма­ териалы. Червяк выполняют из легированной стали марок 20Х, 12ХН3А и др., подвергают термообработке до высокой твёрдости и шлифуют, а ве­ нец колеса - из чугуна (при v№ 2 м/с) или цветного сплава, например бронзы, марку которой выбирают в зависимости от скорости скольжения.

ГОСТ 3675-81 предусматривает 12 степеней точности изготовления червячных передач. Основное применение имеют 7, 8 и 9-я степени точно­ сти, назначаемые в зависимости от скорости скольжения v№.

р а с ч ё т И к о н с т р у и р о в а н и е ч е р в я ч н о й п е р е д а ч и. Расчёт­ ная нагрузка в червячном зацеплении определяется произведением номи­ нальной нагрузки на коэффициент КН= 1,1...1,2. Основные причины отка­ за передачи: усталостное выкрашивание, заедание, износ зубьев колеса и их поломка. В основу расчёта на сопротивление усталостному выкраши­ вании и износу положена формула Г. Герца.

Искомый параметр - межосевое расстояние червячной передачи аМ !

.

Полученную при расчёте величину аw округляют до стандартного значения. По величине межосевого расстояния определяют геометриче­ ские параметры передачи (принимая, например, модуль передачи m ~ 1,6aw /z2, коэффициент диаметра червяка q ~ 0,22z2 и согласовывая их со стандартными значениями). Расчёты на изгибную прочность выполняют только для зубьев червячного колеса.

Расчёт передачи на теплостойкость проводят по условию теплово­ го баланса в единицу времени, то есть тепловыделение (ккал/час) должно быть равно или меньше теплоотдачи за такое же время: Q№ Q ^.

W По сравнению с цилиндрической червячной передачей глобоидная передача (рис. 2.22) обладает примерно в 1,5 раза большей нагрузочной способностью. Это увеличение обусловлено, во-первых, более благопри­ ятным расположением контактных линий, что улучшает образование и удерживание масляного клина в зацеплении и, во-вторых, увеличением числа зубьев колеса, находящихся в зацеплении с витками червяка. КПД глобоидного редуктора выше, чем редуктора с цилиндрической червячной передачей. Глобоидная передача является наиболее эффективной из чер­ вячных передач.

Конструирование червяков и червячных колёс. Червяки выпол­ няют обычно за одно целое с валом (рис. 2.23, а). Минимальное расстояние между опорами принимают из эскизной компоновки редуктора. Размеры выступающего из редуктора вала-червяка согласуют с соответствующими размерами вала двигателя и соединительной муфты.


Червячные колёса чаще всего из­ готовляют составными: центр колеса из чугуна или стали, зубчатый венец - из бронзы.

Конструкция червячного колеса зависит от объёма выпуска. При объёме изготовления меньше 50 штук в год зуб­ чатые венцы соединяют с центром по­ садкой с натягом (рис. 2.23, б, в), а при диаметре колёс d ^ 300 мм венец крепят к центру болтами, поставленны­ ми без зазора (рис. 2.23, г).

При серийном производстве (годо­ вой объём выпуска более 100 штук) эко­ номически выгоднее применять венец, наплавленный на центр колеса (рис.

с глобоидным червяком 2.23, д).

Остальные конструктивные элементы червячных колёс следует при­ нимать такими же, как и для цилиндрических зубчатых колёс.

Рис. 2.23. Конструкции червяков и червячных колёс з у б ч а т ы е И ч е р в ч я ч н ы е р е д у к т о р ы. Редукторы - это меха­ низмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения враща­ ющих моментов, выполненные в виде отдельных агрегатов. Передача (или передачи) размещаются в отдельном жёстком корпусе, не проницаемом для масла и пыли. Для обозначения типов использованных передач приме­ няют прописные буквы: Ц - цилиндрические, К - конические, КЦ - кони­ ческо-цилиндрические, Ч - червячные и т.д. Чаще других применяют ци­ линдрические одноступенчатые и двухступенчатые редукторы. Некоторые из распространённых схем редукторов приведены на рис. 2.24.

Рис. 2.24. Наиболее распространённые схемы редукторов.

Зубчатые цилиндрические: a - одноступенчатый, б - двухступенчатый развёрнутый, в - двухступенчатый соосный. Комбинированные: г - коническо-цилиндрический;

д - червячно-цилиндрический редуктор При проектировании целесообразно подбирать стандартные зубча­ тые или червячные редукторы по определённым критериям с учётом ре­ жима работы машины. Основные параметры для подбора редуктора: пере­ даточное число иред и вращающий момент на выходном валу Твы Нм. х, Контрольные вопросы:

1. Назовите основные детали зубчатых и червячных передач.

2. Каковы основные геометрические параметры червячных передач.

3. Как определяется передаточное число червячной передачи.

4. Из каких соображений выбирают число заходов червяка.

5. Как влияет скорость скольжения на работу червячной передачи.

6. Сравните критерии расчёта зубчатых и червячных передач.

Природа, создавая свои конструкции во флоре и фауне, очевидно, намного превосходит человека.

Конструкторы вынуждены прибегать к расчётам и догадкам, а чаще - комбинировать то и другое.

3. РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ ПРИВОДА МАШИН 3.1. В алы и оси, со еди н ен и я « ва л - ст упица», м у ф т ы НАЗНАЧЕНИЕ, РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ.

Валы и оси - это детали, предназначенные для поддержания в простран­ стве вращающихся шкивов, зубчатых и червячных колёс, звёздочек, муфт и др. деталей. Валы (рис. 3.1, а) передают вращающий момент и подвер­ жены кручению и изгибу. Оси (рис. 3.1, б, в), в отличие от валов, не пере­ дают вращающего момента. По форме поперечного сечения (рис. 3.1, г) валы подразделяют на сплошные, полые, со шпоночными канавками, шли­ цевые и профильные валы.

Рис. 3.1. Конструкции и форма поперечного сечения валов и осей Для удобства установки и осевой фиксации деталей на валах, а также исходя из расчёта на прочность, основное применение находят прямые ва­ лы ступенчатой формы. Концевые опорные участки вала называют цап­ фами или шипами, а при восприятии осевых нагрузок - пятами, проме­ жуточные опорные участки называют шейками.

Переходные участки вала выполняют цилиндрическими или кониче­ скими с галтелями и фасками. Ступенчатые валы имеют меньшую массу, поскольку по форме приближаются к балке равного сопротивления изгибу, но они менее технологичны, чем валы постоянного диаметра. В специаль­ ных случаях используют непрямые (коленчатые) валы и гибкие валы.

Валы и оси изготовляют из углеродистых (сталь Ст4, Ст5, 45, 50) или легированных сталей. Выбор материала вала и его термической обра­ ботки определяется его конструкцией и условиями работы. Например, ва­ лы-шестерни изготавливают из легированных сталей 40Х, 40ХН, 12ХН3А, а валы, вращающиеся в подшипниках скольжения - из сталей 20Х, 18ХГТ и др., с последующей цементацией опорных поверхностей вала. Посадоч­ ные поверхности валов могут обрабатываться шлифованием.

Валы и вращающиеся оси при работе испытывают циклически изме­ няющиеся напряжения (рис. 3.2) и разрушаются чаще всего в результате усталости (до 50% случаев). На виброустойчивость проверяют быстро вращающиеся валы, например, вал центрифуги.

5 с, Рис. 3.2. Циклы напряжений:

а - симметричный при изгибе;

б - пульсационный при кручении Расчёт валов и их конструирование неразрывно связаны. Разра­ ботка валов привода содержит в себе все основные стадии проектирова­ ния: техническое предложение - компоновка вала, эскизный, технический и рабочий проекты.

Исходными данными для расчёта являются вращающий момент и силы, действующие на вал, получаемые из кинематического расчёта при­ вода и отдельных передач. Нагрузки от зубчатых и червячных колёс, шки­ вов, звёздочек и других деталей передаются на вал через сопряжённые по­ верхности. Эти усилия являются переменными по величине и распреде­ лёнными по поверхности. Для упрощения в расчётных схемах валов рас­ пределённые нагрузки заменяют сосредоточенными. Оценка прочности вала проводится в виде проектировочного и проверочного расчётов.

При проектировочном расчёте вала сначала определяют размер диаметра консольного участка вала из расчёта только на кручение d где Т - вращающий (крутящий) момент на валу, Н м ;

[ткр] - допускаемое напряжение при кручении, [ткр] = 2 0.3 0 МПа.

Полученное значение диаметра ёконс округляют до большего ближайшего размера из ряда чисел R40 нормальных линейных размеров. Затем разраба­ тывают эскиз вала как первый вариант его конструкции.

По размерам шкивов, колёс, муфт и подшипников, сидящих на валу, назначают длину и диаметры посадочных поверхностей вала из ряда но минальных линейных размеров с учётом стандартов на подшипники (диа­ метры вала под подшипники качения назначают кратными 5). Сближение опор и сокращение длины консольных частей валов позволяют уменьшить изгибающие моменты, а значит, и диаметр вала.

Далее составляют расчётную схему вала (рис. 3.3) и определяют опорные реакции.

Изгибающие моменты в сечениях вала при действии всех внешних сил определяют в горизонтальной М гз и вер­ и тикальной М вз плоскостях.

и Затем строят эпюры изгиба­ ющих и вращающего момен­ тов.

Суммарный изгибающий момент в расчётном сечении вала от сил в горизонтальной и вертикальной плоскостях определяют по формуле + ^ /ив М = из из ^ Одновременное дей­ ствие вращающего и изгиба­ ющего моментов учитывают расчётом по гипотезе наибольших касательных напряжений, определяя экви­ валентный момент в опасном сечении вала (обычно под зубчатыми или червячными колёсами) по формуле М ж е = J M из + Т 2.

V Диаметр вала в опасном M сечении d --. Его о д (г —1 из Рис. 3.3. К расчёту вала на прочность согласовывают с рядом чисел основного применения по ГОСТ 6636-69. Здесь [а-1из] - допускаемое напряжение изгиба, МПа, для выбранного материала вала при симметрич­ ном цикле изменения напряжений.

Анализ разработанной конструкции вала требует проверочного рас­ чёта коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.

Опасными являются сечения, в которых действуют максимальные нагруз­ ки и (или) имеются концентраторы напряжений: шпоночный паз, галтель и т.д. Выносливость вала при совместном действии изгиба и кручения оце­ нивают, определяя коэффициент запаса усталостной прочности в каждом из опасных сечений по методике курса сопротивление материалов S (7 Т rrS r s= I 2 s (7 + s ;

i Т где sa и sT- расчётные коэффициенты запаса прочности только на изгиб и только на кручение соответственно;

[s] - допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности: [s] = 2,5.3 - для валов привода с неограниченным ресурсом;

[s] = 1,7 - для прочих валов.

При этом полагают, что нормальные напряжения изгиба и касатель­ ные напряжения кручения меняются по симметричному циклу (см. рис.

3.2). При недостаточном коэффициенте запаса прочности следует либо из­ менить конструкцию вала (например, увеличить диаметр), либо выбрать материал с более высокими механическими характеристиками.

Окончательно конструируют вал, пользуясь вычисленными ли­ нейными размерами, конструктивными и технологическими сообра­ жениями. Типовые конструкции валов показаны на рис. 3.4.

Рис. 3.4. Типовые конструкции валов: а - вал-шестерня цилиндрическая и коническая, б - выходной вал с цилиндрическим и коническим колесом Валы следует конструировать с минимальным числом уступов, но так, чтобы каждая насаживаемая на вал деталь проходила до своей посадочной поверхности свободно без повреждения других поверхностей. Рекоменду­ ется принимать такую разность диметров соседних ступеней вала, чтобы при сборке можно было насад чтобы при сборке можно было насадить деталь, не вынимая шпонку, установленную в пазу ступени меньшего диаметра. Если на валу несколько шпоночных пазов, их располагают на одной образующей вала. При соеди­ нении валов в приводе муфтой необходимо согласовать размеры соединя­ емых участков валов с размерами отверстий в полумуфтах.

Торцы валов и их уступы выполняют с фасками для удобства посад­ ки деталей. Радиусы галтелей, углы фасок и ширину проточек на одном валу рекомендуется выполнять одинаковой величины для уменьшения но­ менклатуры режущего инструмента.

СОЕДИНЕНИЯ ВАЛА СО СТУПИЦЕЙ ПОСАДКАМИ. Зубчатые колё­ са, шкивы, звёздочки, полумуфты, подшипники и т.д. с валами и осями необходимо соединить посадками и закрепить в радиальном направлении шпонками, шлицами и (или) другими способами. Для закрепления деталей в осевом направлении применяют концевые шайбы, болты, цилиндриче­ ские и конические штифты и т.д.


Это важно. Создание современных механизмов и машин, их эксплуатация, ремонт и техническое обслуживание невозможно без использования принципа взаимозаменяемости. Взаимозаменяе­ мость - свойство независимо изготовленных деталей занимать своё место в узле или машине без дополнительной обработки их при сбор­ ке и выполнять свои функции в соответствии с техническими требо­ ваниями к работе данного узла или машины. Взаимозаменяемыми могут быть отдельные детали (гайки, винты, болты и др.), сборочные единицы (подшипники качения, редукторы), а также изделия в целом.

Взаимозаменяемость обеспечивается Единой системой допусков и посадок (ЕСДП). Система стандартов «Основные нормы взаимоза­ меняемости» (ОНВ) устанавливает допуски и посадки резьбовых, шпоночных, шлицевых и др. соединений, допуски зубчатых и червяч­ ных передач, а также допуски несопрягаемых деталей.

Основные положения ЕСДП. Сопрягаемые детали - это вал и от­ верстие, поверхности которых входят друг в друга, образуя подвижное или неподвижное соединение. Размеры валов и отверстий разделяют на номинальные, действительные и предельные размеры.

Номинальный размер - размер, относительно которого определяют­ ся предельные размеры и который служит также началом отсчёта отклоне­ ний. Он является общим для отверстия и вала, образующих соединение (например, 040), и устанавливается либо расчётом, либо из конструктив­ ных соображений. Нулевой линией (рис. 3.5) называется линия, соответ­ ствующая номинальному размеру сопрягаемых отверстия D и вала d. Зна­ чение номинального размера проставляют на чертеже.

Действительный размер - размер, установленный непосредствен­ ным измерением с допускаемой погрешностью (например, 039,98).

Рис. 3.5. Построение схемы полей допусков отверстия и вала Предельные размеры - два предельно допустимых размера (для от­ верстия Dm и Р щ, для вала dm и dm между которыми должен нахо­ ax щ ax in), диться или которым может быть равен действительный размер. Предель­ ные размеры определяют по их отклонениям от номинального размера.

Отклонения могут быть положительными, отрицательными или равными нулю. Численная величина отклонений в зависимости от номинального размера назначается из таблиц. Положительные отклонения отклады­ ваются вверх от нулевой линии, а отрицательные - вниз.

Предельные размеры отверстия: наибольший Dm = D + ES, ax наименьший Dm = D + EI. Предельные размеры вала: наибольший dm = in ax d + es, наименьший dm = d + ei. Здесь ES и EI - верхнее и нижнее пре­ in дельные отклонения отверстия, es и ei - верхнее и нижнее предельные от­ клонения вала.

При изготовлении деталей размеры сопрягаемых поверхностей вы­ полняют с определённым допуском, то есть размеры годных деталей должны выдерживаться в пределах допуска. Допуск T (от латинского Tol­ erance) - это разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами (TD = Dm - Dm - допуск отверстия, Td = dm - dm - допуск ax in ax in вала). Величина допуска всегда положительна. Иными словами, допуск — это алгебраическая разность между верхним и нижним отклонениями:

для отверстия TD = ES - EI, для вала Td = es - ei.

ЕСДП предназначена для выбора рациональных значений допусков, характеризующих точность изготовления деталей. Малые значения допус­ ков затрудняют процесс изготовления деталей и, соответственно, повыша­ ют себестоимость изделия. Большие допуски снижают точность изготов­ ления и, как следствие, качество изделия, его надёжность и долговечность.

Поэтому рациональными значениями допусков являются максимально возможные, при которых изделие полностью соответствует своему функ­ циональному назначению и требованиям надёжности, технологичности, экономичности и др.

Квалитет - совокупность допусков с одинаковой относительной точностью для всех номинальных размеров («квалитет» по смыслу соот­ ветствует понятию «класс точности»). Для нормирования уровня точно­ сти установлены (табл. 7) 19 квалитетов, которые обозначают номерами 01;

0;

1;

2;

3;

...;

17 в порядке снижения точности. Для ответственных со­ единений в машиностроении часто используют квалитеты 6, 7, 8.

Таблица 7. Обозначение квалитетов ЕСДП Квалитеты точные средние грубые ЕСДП 01 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 Поле допуска - это поле, ограниченное наибольшим и наименьшим предельными размерами отверстия или вала. При графическом изображе­ нии (рис. 3.5) поле допуска располагается между верхним и нижним пре­ дельными отклонениями и может размещаться выше, ниже нулевой линии, касаться или пересекать её.

Расположение поля допуска определяется основным отклонением, за которое в ЕСДП принято отклонение, ближайшее к нулевой линии, и обозначаемое буквами латинского алфавита: прописными буквами для от­ верстий и строчными - для валов (табл. 8). Существуют два основных от­ клонения, значения которых равны нулю: основное отверстие Н и основ­ ной вал h.

Таблица 8. Обозначение положения основных отклонений Посадки Основные отклонения с зазором переходные с натягом отверстий ABCDEF GH Js K M N P R STU VX Z валов js k m n abcdefgh pr stuvxz Поле допуска образуется сочетанием основного отклонения с допус­ ком по выбранному квалитету и обозначается буквой основного отклоне­ ния и номером квалитета (например, для вала g6, h7, n9;

для отверстия Н7, P6). На чертеже предельные отклонения размеров указывают одним из трёх способов: условным обозначением с указанием номинального разме­ ра, положения поля допуска и номера квалитета, например, 085g6;

указа­ нием номинального размера и числовых значений отклонений из таблиц, то есть 0 8 5 1д’оз4 или комбинированным способом - 085g6 Со’оз4 • Посадка - характер соединения деталей (вала и отверстия), опреде­ ляемый величиной зазоров или натягов, то есть посадка характеризует свободу относительного перемещения соединяемых деталей или степень сопротивления их взаимному смещению. В зависимости от взаимного рас­ положения полей допусков отверстия и вала посадки разделяют на три группы: с зазором, с натягом и переходные.

Зазор - положительная разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала. Посадка с зазором (рис. 3.6, а) посадка, при которой в соединении обеспечивается гарантированный за­ зор. Поле допуска отверстия при этом расположено над полем допуска ва­ ла.

+0,039 мм в а +0. +0,018 ffm. I ''.

+0, ш “1X * 3 -О О мм,О О я Я Й ЦЦ1 -0,016 мм « *й ю T-l н •* 1 I llssiil -0,029 мм Q А Рис. 3.6. Схемы полей допусков для разных посадок Посадка с зазором характеризуется величинами наибольшего Sm и ax наименьшего Sm зазоров:

m dmin ES 61, *-^тах ^тах ИЛИ *^т а х = Дшп - пах или 1Ш = E I - e s.

Посадки с зазором применяют как для подвижных, так и неподвиж­ ных соединений деталей машин. В подвижных соединениях зазор посадки обеспечивает размещение слоя смазки и свободу перемещения сопряжён­ ных деталей. В неподвижных соединениях посадки с зазором применяют с целью обеспечения сборки деталей машин, например, при необходимости частой разборки (сменные детали). Относительную неподвижность дета­ лей, насаженных на валы и оси (зубчатые колёса, полумуфты, шкивы, звёздочки и т.д.), в радиальном и осевом направлениях обеспечивают до­ полнительным креплением шпонками, винтами, штифтами, распорными втулками и т.п.

Натяг - положительная разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала до сборки больше размера отверстия. Посадка с гарантированным натягом (рис. 3.6, б) - посадка, при которой в соеди­ нении всегда обеспечивается натяг. Поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала.

Значения наибольшего Nm и наименьшего Nm натягов определя­ ax in ются по формулам:

D или N max es - E I ;

= dm.

m FIJIFI = d min - D или N - —ei ES.

max Такие посадки обеспечивают высокую точность центрирования и неподвижность соединения деталей и предназначены для неразъёмных и разбираемых лишь в случае ремонта соединений. Сборку деталей при по­ садках с натягом производят под прессом (продольная запрессовка);

от руки с предварительным разогревом охватывающей детали или охлажде­ нием охватываемой детали до определённой температуры (поперечная за­ прессовка или тепловая сборка).

Переходная посадка (рис. 3.6, в) - посадка, при которой в соедине­ нии возможно получение как зазора, так и натяга. Поля допусков отвер­ стия и вала перекрываются частично или полностью.

Максимальные значения зазора и натяга посадки определяются по формулам:

—d - или S„ ES - ei N max = d max —D min X" AX N max = es —E I.

или Переходные посадки обеспечивают хорошее центрирование и пред­ назначены для неподвижных, но разъёмных соединений деталей, подвер­ гающихся сборке и разборке по условиям эксплуатации или при ремонтах.

Натяги в переходных посадках имеют небольшую величину и недо­ статочны для передачи соединением значительных усилий и вращающих моментов. Поэтому взаимную неподвижность соединяемых деталей обес­ печивают шпонками, винтами, штифтами и пр. Сборку и разборку деталей производят при помощи прессов, съёмниками, молотками или деревянны­ ми ручниками.

Назначают посадки в ЕСДП по двум системам: системе отвер­ стия и системе вала (рис. 3.7).

Рис. 3.7. Расположение полей допусков для посадок:

а - в системе отверстия;

б - в системе вала Посадки в системе отверстия - посадки, в которых различные за­ зоры и натяги получаются соединением различных валов (например, g, m, p) с основным отверстием H. Посадки в системе вала - посадки, в кото­ рых различные зазоры и натяги получаются соединением различных от­ верстий (например, G, N, S) с основным валом h. По экономическим сооб­ ражениям предпочтительной является система отверстия.

Посадки обозначают на сборочных чертежах указанием номинально­ го размера и сочетанием полей допусков отверстия и вала одним из трёх Н способов: 0 4 0 -----, или 04OH7/g6, или 04OH7-g6. Наиболее часто приме g няют первый способ.

Выбор посадок сопряжённых деталей производят либо из расчёта необходимого зазора или натяга в соединении и опыта проектирования, либо по рекомендациям справочников. Например, посадки полумуфт, шкивов ремённых и звёздочек цепных передач на валы: со шпонкой при спокойной нагрузке H7/h6;

H7/k6 или H7/p6;

со шпонкой при умеренных толчках H7/n6 или H7/r6.

Допуски отверстия и вала сопрягаемых деталей в ЕСДП не должны отличаться более чем на один квалитет (больший допуск, как правило, назначают для отверстия).

СОЕДИНЕНИЕ ВАЛА СО СТУПИЦЕЙ ШПОНКАМИ ИЛИ ШЛИЦАМИ.

Ш поночные соединения предназначены для передачи крутящего момента от вала к ступице или наоборот. Ненапряжённые соединения вы­ полняют призматическими (рис. 3.8), сегментными или круглыми шпонка­ ми, а напряжённые соединения - клиновыми шпонками.

Наибольшее применение находят призматические шпонки (ГОСТ 23360-78). Материал шпонок - сталь чистотянутая марок Ст6, 45, 50 с пределом прочности не менее 600 МПа. Размеры поперечного сечения шпонки frh выбирают по стандарту в зависимости от диаметра вала d.

Длину шпонки l назначают на 8. 1 0 мм меньше длины ступицы из стан­ дартного ряда на её длину.

Расчёт соединения с призматиче­ ской шпонкой производят по условию прочности на смятие выступающей из вала части шпонки:

2000Г i) СМ = ----------------- 7 11/1 см, \ dlp( h - t где [асм = 6 0.9 0 МПа;

] lp - рабочая длина шпонки, мм;

Рис. 3.8. Шпоночное соединение с принимают 1 = 1- Ъ р.

призматической шпонкой Ш лицевые соединения применяют при передаче больших вращаю­ щих моментов при повышенных требованиях к соосности соединяемых де­ талей. Профиль шлицев - прямобочный, эвольвентный или треугольный. В прямобочных шлицевых соединениях применяют три способа центрирова­ ния (рис. 3.9, а): по наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d (если твёрдости ступицы Н НВ350) и по боковым сторонам зубьев b. По­ следний способ наиболее экономичен, поэтому его применяют при значи­ тельных и знакопеременных вращающих моментах.

Рис. 3.9. Способы центрирования шлицевого соединения Применяют три типа шлицевых соединений - лёгкой, средней и тя­ жёлой серии. Лёгкая серия рекомендуется для неподвижных соединений, средняя - для подвижных соединений (например, коробки перемены пере­ дач), тяжёлая серия - для передачи весьма больших моментов. Выбор размеров и числа шлицев производят по стандартам в зависимости от диа­ метра вала d и величины вращающего момента T. Рабочую длину шлицев l принимают равной длине ступицы 1ст.

Работоспособность шлицевого соединения определяется в основном проверкой на смятие боковых (рабочих) граней шлицев и на износ Т ш ^ СМ _ S Fl где Т - расчётный крутящий момент, Нмм;

SF - удельный суммарный статический момент площади рабочих по­ верхностей соединения относительно оси вала, мм3 /мм;

l - рабочая длина соединения (длина ступицы), мм;

[асм] - допускаемое напряжение смятия, МПа.

Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев (рис. 3.9, б) являются более технологичными и обладают высокой нагрузочной способ­ ностью. Центрирование в соединениях с эвольвентными шлицами выпол­ няют обычно по боковым поверхностям зубьев. Работоспособность эволь вентных соединений также оценивают проверкой на смятие боковых по­ верхностей зубьев.

МУФТЫ ДЛЯ СОЕДИНЕНИЯ в а л о в. Муфты - это устройства для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения или с изменением угловой скорости. Муфты подразделяют на постоянные и муфты сцепления.

МУФТЫ Г М уфты сцепления Постоянные муфты т 1 I I Упругие Компен­ Жёсткие Управляемые Автоматические (МУВП, сирующие (предохрани (фланце- (кулачковые, фрикционные торои- (зубчатые, вые, тельные, дальные) цепные) втулочные) обгонные и др.) и др.) Постоянные муфты. Упругие муфты смягчают толчки и удары, они надёжны, просты и удобны в эксплуатации и могут компенсировать небольшие монтажные неточности валов. Муфты содержат упругие метал­ лические или неметаллические элементы.

Муфты упругие втулочно-пальцевые ГОСТ 21424-93 (рис. 3.10, а) применяют для диаметров валов от 10 до 160 мм и передачи вращающих моментов до 16000 Нм. Муфты с упругой тороидальной оболочкой ГОСТ Р50892-96 (рис. 3.10, б) используют для валов диаметром от 14 до мм и передачи моментов до 1250 Нм.

Компенсирующие муфты соединяют валы и компенсируют ради­ альные, осевые и угловые смещения, возникающие вследствие неточно­ стей изготовления и монтажа. Наибольшее распространение получили зуб­ чатые и цепные муфты.

Зубчатая муфта (рис. 3.10, в) состоит из двух обойм 1 с внутрен­ ними зубьями эвольвентного профиля, которые зацепляются с наружными зубьями втулок 2, насаживаемых на концы соединяемых валов. Обоймы стянуты между собой болтами, поставленными в отверстия без зазора.

Вследствие большого числа зубьев муфты имеют большую несущую спо­ собность и надёжность. Применяют такие муфты для валов диаметром от 40 до 200 мм в широком диапазоне моментов и скоростей вращения. Цеп­ ная муфта (рис. 3.10, г) состоит из двух полумуфт-звёздочек 1 с одинако­ вым числом зубьев и охватывающей их роликовой цепи 2. Защитный ко­ жух муфты заполняют пластичным смазочным материалом. Применяют цепные муфты для соединения валов диаметром от 20 до 140 мм и переда­ чи значительных вращающих моментов.

Жёсткие некомпенсирующие муфты не допускают соединение ва­ лов со смещениями или перекосами валов. Фланцевые муфты (рис. 3.10, д) наиболее распространены, в них необходимо обеспечить перпендику­ лярность торцовых поверхностей А к оси вала. Втулочные муфты (рис.

3.10, е) требуют строгой соосности валов. Такие муфты просты в изготов­ лении, но их установка (монтаж) связана с необходимостью больших осе­ вых перемещений валов.

Упругие муфты Компенсирующие муфты Жёсткие муфты Рис. 3.10. Основные типы постоянных соединительных муфт:

а - втулочно-пальцевая;

б - с торообразной оболочкой;

в - зубчатая;

г - цепная;

д - втулочная;

е - фланцевая Выбор постоянных соединительных муфт. Выбор муфт произво­ дится по стандартам или нормалям в зависимости от передаваемого рас­ чётного крутящего момента по условию Т рж = К Т яом Т табл.

ч Здесь К = 1,25...3,5 - коэффициент режима работы, принимаемый в зави­ симости от типа машины;

Т н о м - вращающий момент на валу установки муфты, Н-м;

Ттабл - передаваемый муфтой момент, указанный в каталоге, Н-м.

При подборе муфты следует учитывать диаметры соединяемых ва­ лов. Допускается расточка ступиц муфты под нужные диаметры валов. То есть, муфта одного типоразмера может иметь в ступицах полумуфт неоди­ наковые отверстия, что позволяет соединять валы разных диаметров.

Рис. 3.11. Основные типы муфт сцепления:

а, г - кулачковые муфты;

б, в - фрикционные муфты М уфты сцепления. Управляемые муфты служат для соединения и рассоединения валов. Муфты подразделяются на муфты с профильным замыканием (кулачковые и зубчатые) и фрикционные.

Кулачковые муфты (рис. 3.11, а, г) применяют для передачи эначи тельных вращающих моментов, если не требуется плавность соединения.

Фрикционные муфты (рис. 3.11, б, в) используют для плавного соедине­ ния и разъединения валов. Работа муфт основана на создании сил трения между дисковыми, конусными или цилиндрическими элементами муфты.

При подборе фрикционной муфты определяют расчётный момент трения Трасч рТном, где в = 1,3...1,5 - коэффициент запаса сцепления.

Автоматические муфты предназначены для сцепления и расцеп­ ления валов при изменении заданного режима работы. Для этого приме­ няют предохранительные, обгонные и центробежные муфты.

Контрольные вопросы:

1. Для чего валы выполняют ступенчатой формы.

2. Каковы причины выхода из строя валов и осей.

3. Для чего проводят проверочный расчёт валов.

4. Поясните основные понятия ЕСДП: номинальный и действитель­ ный размеры, допуск и поле допуска, нулевая линия, посадка, зазор, натяг.

5. Почему посадкам в системе отверстия отдают предпочтение.

6. Каковы методы сборки деталей в посадках с натягом.

7. По какому параметру подбирают по ГОСТу шпонки и шлицы.

8. Каковы критерии работоспособности шпоночных и шлицевых со­ единений.

9. Поясните назначение и конструкцию муфт по рис. 3.1 0.3.1 1.

10. Как выбирают стандартные муфты.

3.2. О п оры о се й и в а л о в - подш ипники Назначение опор - воспринимать нагрузки, обеспечивать опреде­ лённое положение вала в машине и вращение с заданной скоростью при минимальных потерях на трение. По виду трения различают подшипники качения и скольжения;

по направлению воспринимаемой нагрузки - ради­ альные, упорные и радиально-упорные подшипники.

ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ И ИХ РАСЧЁТ История радиальной опоры скольжения начиналась с оси и ступицы колеса. При передвижении силой тяги быков или ослов де­ ревянные оси и опоры работали удовлетворительно. С применением конной тяги и увеличением скоростей передвижения такие опоры сильно нагревались и даже воспламенялись. Поэтому возчикам при­ ходилось заливать огонь и охлаждать подшипник.

Было замечено, что вода не только охлаждает, но и способ­ ствует лучшей работе опоры. Чья-то светлая голова придумала и устроила специальное приспособление: кожух с водой прилаживался так, чтобы вода непрерывно капала на подшипник. Таким образом, выявилось значение смазывания для работы подшипника, а кожух, наполненный водой, стал прототипом автоматической смазки.



Pages:     | 1 || 3 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.