Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Содержание
Итоговый тест к курсу лекций по разделу «Детали машин» 59
Список литературы 63
1. Введение. Основные понятия и определения
Машиной называется агрегат, производящий полезную работу. Машины бывают разнообразными. Они могут различаться по назначению, размерам и конструкции, но все состоят из одинаковых по форме и назначению элементов – деталей.
Деталью называется элементарная часть машины, не подлежащая разборке. Например: болт, гайка, вал. Деталь, к которой крепятся остальные детали, называется базовой. В токарном станке это станина, в автомобиле – рама, в ДВС – блок. Несколько деталей, соединённых между собой, называются узлом. Несколько соединённых узлов представляют собой сборочную единицу или машину.
Любая машина всегда состоит из 3-х механизмов:
Механизмом называется устройство, совершающее строго закономерное движение. Как правило, механизм является составной частью машины. Например: в двигателе имеется КШМ (кривошипно-шатунный механизм), задача которого преобразовать поступательное движение поршня во вращательное движение вала.
Ко всем машинам предъявляются следующие требования:
Проектированием машин занимается конструктор. При проектировании возможны два вида задач:
При расчёте детали одни размеры должны быть округлены до стандартных, другие - принимаются конструктивно с последующей проверкой деталей на прочность.
Раздел «Детали машин» (ДМ) изучает детали общего назначения, применяемые во всех машинах: соединения, передачи, детали вращения. Детали, присущие определённому виду машин, называются деталями специального назначения и изучаются на специальных курсах.
Основные требования к машинам и их деталям:
1.1 Основные критерии работоспособности и расчёта деталей машин
Работоспособность деталей оценивается рядом условий, которые диктуются режимом работы:
Прочность – способность тела сопротивляться воздействию внешних нагрузок, не разрушаясь и сопротивляться воздействию пластичных деформаций.
Жёсткость – способность деталей сопротивляться изменению формы и размеров под действием внешних сил.
Износостойкость – способность деталей сохранять необходимые размеры трущихся поверхностей в течение заданного срока службы.
Теплостойкость – способность конструкции работать в пределах заданных температур в течение заданного срока службы.
Виброустойчивость – способность конструкции работать в пределах заданного диапазона режимов работы, достаточно далёких от области резонансов.
1.2 Выбор материалов для деталей машин
Для изготовления деталей применяют металлические и неметаллические материалы. К металлическим материалам относятся:
К неметаллическим материалам относятся:
При выборе материала и назначении термообработки необходимо учитывать:
2 Соединения деталей машин
Все соединения делятся на две группы:
2.1 Неразъёмные соединения
2.1.1 Сварные соединения
Это соединения, образованные под действием сил молекулярного сцепления, возникающих в результате сильного местного нагрева до расплавления деталей в зоне их соединения или нагрева деталей до пластического состояния с применением механического усилия. Наиболее распространена электрическая сварка.
Электросварка делится на два вида: дуговую и контактную.
Виды сварных соединений
В зависимости от взаимного расположения свариваемых элементов различают следующие виды сварных соединений:
Прочность сварных соединений зависит от следующих факторов:
Поэтому допускаемое напряжение при расчёте сварных соединений принимают пониженным в долях от допускаемых напряжений для основного металла.
2.1.2 Клеевые соединения
Это соединения, осуществляемые за счёт сил сцепления в процессе затвердевания жидкого клея. Прочность клеевых соединений зависит от материала и конструкции склеиваемых деталей, качество подготовки поверхностей к склеиванию, выбору марки клея и технологии склеивания.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● Возможность соединения деталей из разнородных материалов, в том числе и деталей, не поддающихся сварке; ● Герметичность; ● Высокая коррозионная стойкость; ● Хорошее сопротивление усталости. |
● Сравнительно низкая прочность; ● Низкая теплостойкость (до 250˚C); ● Снижение прочности некоторых клеевых соединений с течением времени. |
2.1.3 Соединения с натягом
Эти соединения относят к неразъёмным, хотя они занимают промежуточное положение между разъёмными и неразъёмными соединениями. Эти соединения можно разбирать без разрушения деталей, однако повторная сборка не обеспечивает той же надёжности, что первичная. Наибольшее распространение получили цилиндрические соединения. По способу сборки цилиндрические соединения с натягом разделяют на:
Запрессовка - наиболее простой и распространённый способ сборки, однако при запрессовке происходит смятие и частичное срезание шероховатостей посадочных поверхностей, что снижает прочность (запрессовку деталей производят на гидравлических, винтовых и рычажных прессов со скоростью меньшей или равной 5 мм в секунду). Прочность соединения деталей нагревом или охлаждением в полтора раза выше, чем у запрессованных.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● Простота и технологичность, что обеспечивает низкую стоимость соединения и возможность его применения в массовом производстве; ● Хорошее центрирование деталей и распределение нагрузки по всей посадочной поверхности, что позволяет использовать эти соединения для скрепления деталей современных высокоскоростных машин; ● Передача больших знакопеременных нагрузок, в том числе вибрационных и ударных. |
● Сложность сборки и особенно разборки (требуется применение специальных печей и мощных прессов); ● Рассеивание нагрузочной способности соединения, связанное с колебаниями действительных посадочных размеров, пределов допусков; ● Повышенная точность изготовления деталей соединения. |
Применение: для изготовления зубчатых, червячных колёс, коленчатых валов, соединения зубчатых колёс с валами для посадки подшипников качения и т. д.
Пример. Подобрать посадку с натягом косозубого колеса с ведомым валом редуктора, шпонку не учитывать. Соединение нагружено вращающим моментом M=420 Н·м и осевой силой Fa=600 Н. Размеры деталей соединения: d=55 мм и l=65 мм – диаметр и длина посадочной поверхности соответственно; d2=90 мм – условный наружный диаметр ступицы; вал сплошной (d2=0); материал вала – сталь 45 (σт1=280 Н/мм2), колёса – сталь 40Х (σт2=640 Н/мм2). Сборка осуществляется запрессовкой. Соединение работает при температуре t≤20° C.
Решение. 1) Принимаем: для стали модуль упругости E1=E2=2,1·105 Н/мм2; коэффициенты Пуассона μ1=μ2=0,3; коэффициент трения f=0,07; коэффициент запаса сцепления K=3.
2) Определяем среднее контактное давление
Н/м.
3) Определяем требуемый расчётный натяг соединения
мкм,
где ;
.
4) Назначаем шероховатость посадочных поверхностей зубчатого колеса и вала со средними арифметическими отклонениями профиля микронеровностей: для вала Ra1=0,8 мкм; для колеса Ra2=1,6 мкм.
Определяем величину поправки на обмятие микронеровностей
u=5,5(Ra1+Ra2)=5,5(0,8+1,6)=13,2 мкм.
5) Принимаем величину поправки на температурную деформацию ∆t=0, так как t≤20° С.
6) Определяем действительный натяг соединения
Nд=Np+u+∆t=48,1+13,2+0=61,3 мкм.
7) По полученному значению Nд подбираем соответствующую стандартную посадку. Из таблиц ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) для данного соединения можно применять посадку Ø55H7/u7 или в числовом значении Ø55, при которой наименьший натяг Nmin=0,087-0,030=0,057 мм=57 мкм и наибольший натяг Nmax=0,117-0=0,117 мм=117 мкм.
8) Проверяем допустимость выбранной посадки по условию прочности ступицы. Максимальное контактное давление, допускаемое прочностью ступицы:
Н/мм2
и соответствующий ему максимально допустимый натяг:
мм=214 мкм.
Так как Nmax=117 мкм<[N]max=214 мкм, то прочность ступицы обеспечена, т. е. принятая посадка при наибольшем натяге не вызывает пластическую деформацию на поверхности отверстия ступицы.
2.2 Разъёмные соединения
Это самый распространённый вид разъёмных соединений. Они осуществляются с помощью крепёжных резьбовых деталей (болтов, винтов, шпилек, гаек и т. п.), основным элементом которых является резьба. Резьба получается прорезанием на поверхности стержня канавок при движении плоской фигуры – профиля резьбы (треугольника, трапеции и др.) по винтовой линии. Винтовую линию резьбы образует гипотенуза огибаемого вокруг прямого кругового цилиндра прямоугольного треугольника, один катет которого равен , второй . Выступы, полученные на стержне между канавками, называют витками резьбы. Под витком резьбы принято понимать ту часть её выступа, которая охватывает резьбовую деталь в пределах до .
Классификация резьб
По форме поверхности, на которой образована резьба, различают цилиндрические и конические резьбы (наружные и внутренние). Наибольшее распространение имеют цилиндрические. Конические резьбы применяются реже, например, для плотных соединений труб, пробок, вентилей и баллонов для газа (там, где требуется обеспечить герметичность).
По форме профиля резьбы разделяют на треугольные, трапецеидальные, упорные, прямоугольные и круглые.
По направлению винтовой линии различают правую и левую резьбы. У правой резьбы винтовая линия поднимается вверх слева направо, у левой – в противоположном направлении. При вращении винта с правой резьбой по часовой стрелке он будет ввинчиваться в неподвижную гайку, а при этом же направлении вращения винта с левой резьбой он будет вывинчиваться. В основном применяют правые резьбы.
По числу заходов резьбы делят на однозаходные, многозаходные – это двухзаходные, трёхзаходные и т. д. Если торец заготовки детали разделить на две или три равные части и из этих точек одновременно перемещать по параллельным винтовым линиям профили резьбы, то получим двух- или трёхзаходную резьбу. Число заходов больше трёх применяется редко.
По назначению различают крепёжные резьбы (наружные и внутренние), применяемые в резьбовых соединениях, крепежно-уплотняющие резьбы, применяемые в соединениях, требующих герметизации (соединения труб), и резьбы для передачи движения (ходовые) – это, как правило, многозаходные трапецеидальные, применяемые в винтовых механизмах. Подавляющее большинство крепёжных резьб – цилиндрические, правые, однозаходные, с треугольным профилем.
Рисунок 1- Основные параметры резьбы.
d – наружный диаметр резьбы, который принимается за номинальный диаметр резьбы и используется при её обозначении;
d1 – внутренний диаметр резьбы;
d2 – средний диаметр резьбы (диаметр воображаемого цилиндра, на поверхности которого ширина витка равна ширине впадины);
H1 – рабочая высота профиля, по которой соприкасаются витки финта и гайки;
H – высота исходного треугольника резьбы;
p – шаг резьбы (расстояние между одноимёнными сторонами двух соседних витков, измеренное в осевом направлении);
α – угол профиля резьбы;
ph – ход резьбы – это расстояние между одноимёнными сторонами одного и того же витка, измеренное в осевом направлении. Ход резьбы равен относительному осевому перемещению винта или гайки за один оборот. В однозаходной резьбе ph=p, в двухзаходной – ph=2p, в трёхзаходной – ph=3p;
ψ – угол подъёма резьбы.
Шпоночные соединения осуществляются с помощью шпонок, которые устанавливаются в пазах вала и ступицы детали. Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием, а в ступицах – протягиванием.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● Простота сборки и разборки; ● Надёжность в эксплуатации; ● Компактность и простота конструкции; |
●Ослабление вала и ступицы шпоночными пазами; ● Наличие значительной концентрации напряжений в зоне шпоночного паза, что снижает сопротивление усталости вала; ●Необходимость удлинения ступиц колёс при передаче больших моментов; ●Высокие требования к точности выполнения шпоночных пазов; ●Трудность обеспечения взаимозаменяемости, т. е. Необходимость ручной пригонки или подбора шпонки по пазу. |
Применение: шпоночные соединения широко применяют во всех отраслях машиностроения при малых нагрузках, возможности размещения длинных ступиц, необходимости лёгкой сборки и разборки. По мере роста нагрузок применение шпонок сокращается.
Шпоночные соединения делятся на две группы: ненапряжённые и напряжённые.
Ненапряжённые соединения осуществляются призматическими и сегментными шпонками, которые не вызывают деформации ступицы и вала при сборке.
Напряжённые соединения осуществляются клиновыми и тангенциальными шпонками, которые вызывают деформацию вала и ступицы при сборке.
Соединения призматическими шпонками имеют наибольшее распространение. Стандартизованы обыкновенные и высокие призматические шпонки. Последние обладают повышенной несущей способностью, их применяют, когда закрепляемые детали (ступицы) имеют малую длину. Момент передаётся узкими боковыми гранями шпонок.
Соединения сегментными шпонками являются разновидностью соединений призматическими шпонками. Сегментные шпонки (пластины в виде сегмента), так же как и призматические, работают боковыми гранями. Эти шпонки и пазы для них просты в изготовлении, удобны при монтаже и демонтаже (шпонки свободно вставляются в паз), они взаимозаменяемы. Глубокая посадка шпонки предохраняет её от выворачивания под нагрузкой. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал, поэтому сегментные шпонки применяют для передачи небольших вращающих моментов или лишь для фиксации элементов соединения.
Расчёт шпоночных соединений. Рассчитывают шпонку как наиболее слабую деталь соединения. Размеры стандартных шпонок подобраны из условия прочности на смятие, поэтому основным их расчётом является проверочный расчёт на смятие.
Расчёт призматической шпонки. Размеры сечений шпонки (ширину b и высоту h), глубину паза вала t1 выбирают в зависимости от диаметра d вала по ГОСТ 23360-78. Длину шпонки конструктивно принимают на 5…10 мм меньше длины ступицы, согласовывают со стандартом и проверяют на смятие:
σсм=Ft/Aсм≤[σсм],
где Ft=2M/d – окружная сила, передаваемая шпонкой;
Aсм=(h – t1)lр – площадь смятия.
Следовательно,
σсм=2M/d(h – t1)lр≤[σсм],
где M – передаваемый вращающий момент;
lр – рабочая длина шпонки.
Расчёт сегментных шпонок. Размеры сечений шпонки (ширину b и высоту h), длину шпонки l и глубину паза вала t1 выбирают в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 24071-80. Сегментные шпонки, так же как и призматические, проверяют на смятие:
σсм=2M/d(h – t1)lр≤[σсм].
Сегментная шпонка узкая, поэтому в отличие от призматической её необходимо проверить на срез. Условие прочности шпонки на срез
Τср=2M/(dbl)≤[τср].
Если расчётное напряжение превышает допускаемое более чем на 5%, то устанавливают две шпонки. Призматические шпонки устанавливают под углом 180˚, сегментные – вдоль вала в одном пазу ступицы. Постановка нескольких шпонок сильно ослабляет вал и ступицу, а также связана с технологическими затруднениями. В таких случаях шпонки заменяют шлицевыми соединениями.
Материалы и допускаемые напряжения. Шпонки изготовляют из чистотянутых стальных прутков – углеродистой или легированной стали с пределом прочности σв≥500 Н/мм2. Сегментные шпонки выполняют из стали сегментного профиля. Допускаемые напряжения смятия: при спокойной нагрузке и стальной ступице [σсм]=110…190 Н/мм2; при чугунной – 70…100 Н/мм2; при значительных колебаниях нагрузки [σсм] следует снижать на 50%.
Шлицевое соединение условно можно рассматривать как многошпоночное, у которого шпонки, называемые шлицами (зубьями), выполнены как одно целое с валом и входят в соответствующие пазы ступицы детали.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● Возможность передачи больших моментов, высокая надёжность при динамических и реверсивных нагрузках и повышенная прочность соединения вследствие увеличения суммарной рабочей поверхности шлицев, а также вследствие уменьшения глубины пазов и равномерного распределения нагрузки по окружности вала; ● Более точное центрирование ступицы на валу; ● Лучшее направление при осевом перемещении ступицы. |
● Более сложная технология изготовления, а, следовательно, и более высокая стоимость. |
Шлицевые соединения бывают неподвижные для закрепления деталей на валу и подвижные, допускающие перемещение детали вдоль вала. По форме профиля шлицев (зубьев) различают три типа соединений: прямобочные, эвольвентные, треугольные.
Соединения шлицевые прямобочные. Эти соединения наиболее распространены в машиностроении. Выполняют с тремя видами центрирования ступицы на валу: по наружному диаметру D; по внутреннему диаметру d; по боковым сторонам b шлицев. Центрирование по b способствует более равномерному распределению нагрузки по шлицам, но не обеспечивает точной соосности ступицы вала. Поэтому его применяют при передаче больших моментов, при ударных и реверсивных нагрузках, когда к точности центрирования не предъявляют высоких требований, например, в шлицевых соединениях карданных валов автомобилей. Центрирование по D и d более точное, поэтому эти виды соединений применяют в тех случаях, когда требуется повышенная точность совпадения геометрических осей вала и ступицы.
В зависимости от числа шлицев (зубьев) (z=6…20) и их высоты ГОСТ 1139-80 предусматривает три серии прямобочных соединений для валов с d=23…112 мм: лёгкую, среднюю и тяжёлую. Лёгкая серия рекомендуется для неподвижных соединений, средняя – для подвижных, тяжёлая – для неподвижных и подвижных при передаче больших моментов.
Соединения шлицевые эвольвентные выполняют по ГОСТ 6033-80 с центрированием ступицы по боковым сторонам шлицев и реже по наружному диаметру вала. По сравнению с прямобочными соединениями имеют более высокую точность и прочность шлицев благодаря большому числу шлицев и скруглению впадин (утолщению шлицев к основанию), снижающему концентрацию напряжений. Технология нарезания эвольвентных шлицев проще и дешевле, чем прямоточных.
Таблица 1 – Основные параметры шлицевых соединений
|
Серия |
Номинальный размер |
b |
Sr, мм3/мм (ГОСТ 21425-75) |
Размеры, мм |
|||
|
Лёгкая |
|||
|
Средняя |
|||
|
Тяжёлая |
Указанные преимущества этих соединений обеспечивают им всё более широкое применение. Эвольвентные шлицы, так же как и прямобочные, применяют в неподвижных и подвижных соединениях.
Расчёт шлицевых прямобочных соединений. Основными критериями работоспособности шлицевых соединений являются сопротивления рабочих поверхностей шлицев смятию и изнашиванию. Число и размеры поперечного сечения шлицев принимают в зависимости от диаметра вала по таблицам стандартов. Длина шлицев определяется длиной ступицы, а если ступица подвижная, то ходом её перемещений. Расчёт шлицевых соединений производят обычно как проверочный, предполагая равномерное распределение нагрузки между шлицами и по их длине.
Расчёт на смятие. Условие прочности
,
где M – передаваемый вращающий момент;
SF* – удельный (на единицу длины) суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала;
l – рабочая длина шлицев.
Расчёт на изнашивание. Условие прочности
или .
Размеры шлицевых соединений в основном определяются прочностью и жёсткостью валов, поэтому напряжения на рабочих поверхностях могут быть значительно ниже допускаемых. Если же расчётное значение или более чем на 5%, то увеличивают длину ступицы или принимают другую серию и повторяют расчёт.
Допускаемые напряжения из условий ограничения изнашиваемости назначают в зависимости от вида термической обработки и твёрдости рабочих поверхностей соединяемых деталей: для улучшенных HB; для закалённых HRCэ*.
3 Механические передачи
Передачами называют механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстояние.
Наиболее распространены механические передачи вращательного движения. Это связано с таким преимуществом вращательного движения, как возможность обеспечения его непрерывности и равномерности при малых потерях на трение. Кроме того, вращательное движение позволяет получить простую и надёжную конструкцию передачи малых габаритов.
Классификация механических передач
По принципу передачи движения от ведущего звена к ведомому все передачи делятся на две группы:
1) передачи трением – с непосредственным контактом жёстких тел (фрикционные) и гибкой связью (ременные);
2) передачи зацеплением – с непосредственным контактом твёрдых тел (зубчатые, винтовые и червячные) и гибкой связью (цепные, зубчатым ремнём).
Кинематические и силовые соотношения в передачах
В каждой передаче различают два основных вала: ведущий (входной) и ведомый (выходной). Передача, состоящая только из ведущего и ведомого звеньев**, называется одноступенчатой. Параметры одноступенчатой передачи, относящиеся к ведущему звену (вал с насаженными на него зубчатыми колёсами, шкивами и т. п.), снабжают индексом «1», а к ведомому – «2».
Основные характеристики передачи: мощность P1 на ведущем и P2 ведомом валах, кВт; угловая скорость ω1 ведущего и ω2 ведомого валов, рад/с или частота вращения n1, ведущего и n2 ведомого валов, ом/мин (мин-1). Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для выполнения проектировочного расчёта любой передачи.
Кроме основных различают производные характеристики:
1) Коэффициент полезного действия (КПД) передачи - η
;
2) Окружная скорость ведущего или ведомого звена - υ, м/с,
,
где d – диаметр колеса, шкива и др., [м], при отсутствии скольжения окружные скорости обоих звеньев равны, т. е. ;
3) Окружная сила передачи - Ft, Н,
,
где P – мощность, Вт;
v – окружная скорость, м/с.
На ведомом колесе направление силы Ft совпадает с направлением вращения, а на ведущем – противоположно ему;
4) Вращающий момент - М, Н·м
.
Вращающий момент на ведущем валу M1=P1/ω1 – это момент движущих сил, и его направление совпадает с направлением вращения вала; момент на ведомом валу M2=P2/ω2 – это момент сил сопротивления*, поэтому его направление противоположно направлению вращения вала.
При расчёте передач часто пользуются зависимостью между вращающими моментами на валах. Эту зависимость можно получить, разделив выражение момента M2 на M1:
,
где u – передаточное число (см. ниже).
Передаточное отношение, определяемое в направлении потока мощности,
.
Передаточным отношением называется отношение угловых скоростей или частот вращения ведущего и ведомого звеньев. В дальнейшем передаточное отношение для всех типов передач будем условно называть передаточным числом и обозначать через u. При v1=v2 или ω1d1/2=ω2d2/2 получим передаточное число
или .
Для зубчатой передачи, понижающей угловую скорость, передаточное число
,
где z1 – число зубьев шестерни (зубчатое колесо с меньшим числом зубьев);
z2 – число зубьев колеса (зубчатое колесо с большим числом зубьев).
Передачи для повышения угловой скорости (u<1) называют мультипликаторами или ускорителями. Примерами таких передач являются передачи в приводе сепараторов, центрифуг, исполнительные органы которых имеют угловую скорость выше угловой скорости двигателя (ω2>ω1). Передачи для понижения угловой скорости исполнительного органа (u>1) называют редукторами. Наибольшее распространение имеют понижающие передачи, так как угловая скорость исполнительного механизма, как правило, меньше угловой скорости двигателя (ω2<ω1).
В зависимости от устройства передачи передаточное число может быть постоянным или переменным – регулируемым в определённых пределах по ступенчатому (коробки скоростей с зубчатыми колёсами и т. п.) или плавному бесступенчатому (вариаторы) закону. Передачи ступенчатого регулирования с зубчатыми колёсами обладают высокой работоспособностью и поэтому широко применяются в транспортном машиностроении, станкостроении и т. п. Передачи бесступенчатого регулирования обладают меньшей нагрузочной способностью и имеют ограниченное распространение.
Если одной парой зубчатых колёс нельзя обеспечить требуемое передаточное число, то применяют ряд последовательно соединённых одноступенчатых передач, так называемую многоступенчатую передачу. На рисунке 2 показана двухступенчатая зубчатая передача (двухступенчатый редуктор). Её общее передаточное число или
,
где u1, u2, …, un – передаточные числа каждой ступени.
Общий КПД многоступенчатой передачи
,
где η1, η2, …, ηn – КПД каждой кинематической пары (зубчатой, червячной, ременной и др.), а также других звеньев привода, где имеются потери мощности (подшипники, муфты).
Рисунок 2- Двухступенчатый редуктор.
3.1 Зубчатые передачи
В зубчатой передаче движение передаётся с помощью зацепления пары зубчатых колёс (шестерни – меньшее колесо и колесом).
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● Передача может работать в широком диапазоне нагрузок и скоростей; ● Малые габариты; ● Большая долговечность; ● Высокий КПД; ● Малые нагрузки на валы и подшипники; ● Постоянство передаточного числа; ● Простота обслуживания. |
● Высокие требования к точности изготовления и монтажа; ● Шум при больших скоростях. |
3.1.1 Классификация зубчатых передач
Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяется реечная передача (рейка-колесо, диаметр которого равен бесконечности).
В современном машиностроении применяются эвольвентное зацепление.
ну );
Рисунок 3 - Виды зубчатых передач.
а)-д) – цилиндрические; ж)-и) – конические; е), к) – винтовые.
3.1.2 Виды разрушения зубьев
Рисунок 4- Выкрашивание вблизи полюсной линии на ножке зуба.
Рисунок 5- Выкрашивание зубьев.
а) – образование микротрещин; б) – развитие микротрещины; в) – откалывание (выкрашивание) частицы металла поверхности зуба, образование раковины.
Рисунок 6 - Излом зубьев.
а) – излом от больших перегрузок; б) – усталостный излом.
1 – усталостный излом; 2 – усталостные трещины.
Рисунок 7 - Изнашивание и заедание зубьев.
а) – искажение профиля зуба; б) – образование наростов.
3.1.3 Основные характеристики зубчатых передач
; .
.
.
.
.
.
3.1.4 Расчёт на прочность закрытых цилиндрических передач
,
где aw – межосевое расстояние;
M1 – вращающий момент на валу шестерни;
k – коэффициент нагрузки;
;
u – передаточное число;
b2 – ширина колеса;
[]к – допускаемое контактное напряжение;
.
,
где А – коэффициент ширины колеса;
.
.
3.2 Червячные передачи
Червячные передачи применяются для передачи движения между валами, у которых угол скрещивания .
Червяк – короткий винт с трапецеидальной резьбой, обычно является ведущим звеном.
Червячное колесо – обычно ведомое звено, имеет зубья дугообразной формы.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
●Плавность и бесшумность работы; ●Компактность и небольшая масса; ●Большое передаточное число (до 1000); ●Возможность получения самотормозящей передачи, т. е. допускающей передачу движения только от червяка к колесу. |
●Низкий КПД; ●Значительное выделение тепла в зоне зацепления; ●Необходимость применения для червячных колёс дефицитных антифрикционных материалов; ●Повышенный износ и склонность к заеданию. |
3.2.1 Классификация червячных передач
3.2.2 Основные характеристики червячной передачи
.
.
.
.
.
,
где z1 – число заходов червяка;
z2 – число зубьев червячного колеса.
;
;
.
3.2.3 Расчёт червячных передач на прочность
,
где dд1 и dд2 – делительные диаметры червяка и колеса (мм);
M2 – вращающий момент на колесе (Нмм);
k – коэффициент нагрузки, при постоянной нагрузке k=1, при переменной нагрузке k=1,3…1,5;
[]к – допускаемое контактное напряжение.
,
где q – относительная толщина червяка, q=7,5…16.
,
где []к – допускаемое напряжение изгиба;
- коэффициент износа, для закрытых передач =1…1,1, для открытых передач =1,5;
yэ2 – коэффициент формы зуба колеса (табличное значение).
3.2.4 Тепловой расчёт червячных передач
,
где [t]м – допускаемая температура в корпусе передачи. ;
tв – температура воздуха вне корпуса, tв=20C;
kт – коэффициент теплопередачи, ;
F – площадь корпуса омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом (поверхность днища не учитывается) ,м2 ;
- общий КПД червячной передачи;
N1 – мощность на червяке (Вт).
3.3 Фрикционные передачи и вариаторы
Фрикционная передача относится к передачам трением с непосредственным контактом фрикционных элементов. Передача состоит из двух катков, закреплённых на валах (рисунок 8).
Рисунок 8- Фрикционная передача.
Подшипники ведомого вала выполнены подвижными, благодаря чему вал может перемещаться в направлении линии центров передачи. Пружина сжатия, действующая на подвижный подшипник, прижимает катки один к другому силой Ft, нагрузка передаётся силой трения Rf, возникающей в месте контакта вращающихся катков.
Условие работоспособности передачи
,
где - передаваемая окружная сила;
- сила трения.
Следовательно, , откуда сила прижатия катков
,
где K – коэффициент запаса сцепления; K=1,25…1,5 для силовых передач и K3 для передач приборов;
f – коэффициент трения скольжения между катками; f=0,15…0,20 для стали по стали или чугуну всухую и f=0,04…0,05 для стали по стали в масле.
Значение силы Fr во много раз больше силы Ft (например, при K=1,25 и f=0,05Fr=25Ft), что является большим недостатком фрикционных передач.
На практике применяют два способа прижатия катков: постоянной силой (например, пружины, собственный вес элементов передачи и т. п.) и переменной силой, которая автоматически изменяется пропорционально изменению передаваемой силы.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
●Плавность и бесшумность работы; ●Простота конструкций и эксплуатации; ●Возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа; ●Предохраняют механизмы от поломок при перегрузках вследствие скольжения ведущего катка по ведомому. |
●Большие нагрузки на валы и подшипники из-за большой силы прижатия катков, что увеличивает её размеры; ●Непостоянство передаточного числа из-за неизбежного упругого скольжения катков; ●Повышенный износ катков и др. |
Все фрикционные передачи делятся на две группы: передачи нерегулируемые, т. е. с постоянным передаточным числом*; передачи регулируемые или фрикционные вариаторы с плавным бесступенчатым регулированием передаточного числа.
Применение: Фрикционные передачи с постоянным передаточным числом в качестве силовых передач в машиностроении применяют крайне редко (во фрикционных прессах, молотах и т. п.) из-за неконкурентноспособности с зубчатыми передачами по габаритам, надёжности, КПД и др. Передаваемая мощность до 20 кВт, допускаемая скорость катков до 25 м/с. Этим передачи нашли ограниченное использование в виде кинематических передач в приборах (магнитофоны, кинокамеры и т. п.), где требуется плавность и бесшумность работы.
Фрикционные вариаторы широко применяют как в силовых, так и в кинематических передачах, когда требуется бесступенчатое регулирование передаточного числа.
3.3.1 Нерегулируемые фрикционные передачи
Цилиндрическая фрикционная передача (рисунок 3) применяется для передачи движения между валами с параллельными осями. Передаточное число
,
где 0,01…0,03 – коэффициент скольжения.
В силовых передачах рекомендуется u6.
Коническая фрикционная передача (рисунок 9) применяется для передачи движения между валами с пересекающимися осями. Угол между осями валов может быть различным, чаще всего =1+2=90, где 1 и 2 – углы при вершинах конусов ведущего и ведомого катков. Для правильной работы передачи оба конуса должны иметь общую вершину.
Материалы фрикционных передач должны иметь:
Наиболее распространённое сочетание материалов катков: закалённая сталь по закалённой стали; чугун по чугуну; текстолит, фибра или гетинакс по стали (в малонагруженных передачах).
Рисунок 9 - Коническая фрикционная передача.
Иногда для повышения коэффициента трения один из катков облицовывают прессованным асбестом, прорезиненной тканью и т. п. Как правило, рекомендуется ведомый каток делать из более твёрдого материала, чтобы избежать образования на нём лысок, появляющихся при буксовании передачи. Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается условие RfFt. При буксовании ведомый каток останавливается, а ведущий скользит по нему, вызывая местный износ (лыски). Передачи с неметаллическими рабочими поверхностями могут работать только всухую, а с металлическими – в масле или всухую. При работе в масле увеличивается долговечность передачи, так как уменьшается износ и улучшается охлаждение катков.
Основным критерием работоспособности и расчёта фрикционных передач с металлическими катками является их контактная прочность, которая зависит от значения контактных напряжений Н. Условие прочности
,
где [] – допускаемое контактное напряжение для менее прочного из материалов пары катков.
Для закалённых сталей при хорошей смазке []=1000…1200 Н/мм2, для чугунов []=1,5, где - предел прочности чугуна при изгибе.
3.2.3 Вариаторы
В большинстве современных рабочих машин необходимо регулировать скорость исполнительных органов в зависимости от изменяющихся свойств обрабатываемого объекта, условий технологического процесса, загрузки машин и т. п. Для этого машины снабжают ступенчатыми коробками скоростей или механически регулируемыми передачами - вариаторами, которые обеспечивают плавное (бесступенчатое) изменение частоты вращения ведомого вала. Вариаторы позволяют установить оптимальный скоростной режим и регулировать скорость на ходу. Применение их способствует повышению производительности машины, качеству продукции, уменьшению шума и вибраций. Основной кинематической характеристикой любого вариатора является диапазон регулирования
,
где n2max и n2min – максимальная и минимальная частоты вращения ведомого вала;
umax и umin – максимальное и минимальное значения передаточного числа передачи.
Имеется большое количество различных типов вариаторов. Рассмотрим только схемы фрикционных вариаторов с непосредственным контактом – лобовые, торовые, дисковые и фрикционные вариаторы с гибкой связью – клиноременные.
Рисунок 10 - Лобовой вариатор.
Лобовой вариатор (рисунок 10) состоит из катков 1 и 2, установленных на взаимно перпендикулярных валах и прижатых один к другому пружиной сжатия. Вращение от ведущего вала к ведомому передаётся силой трения. Каток 1 соединён с ведущим валом длинной направляющей шпонкой. При перемещении его вдоль шпонки изменяется расстояние х от оси вращения ведомого вала, вследствие чего изменяется передаточное число u, а, следовательно, и частота вращения n2.
Предельные значения передаточного числа:
;
.
Диапазон регулирования:
.
Если каток 1 передвинуть в положение А, то произойдёт изменение направления вращения ведомого вала (реверсирование). Лобовые вариаторы применяют в винтовых прессах и различных приборах.
Торовый вариатор (рисунок 11). Торовые чашки (сферические катки) 1 и 2 закреплены на концах валов. Вращение от ведущего вала к ведомому передаётся двумя роликами 3, свободно установленными на осях 4. Изменение частоты вращения n2 ведомого вала достигается поворотом роликов вокруг шарниров 5. Ведущий вал вращается с постоянной частотой вращения n1, а частота вращения n2 может быть равна, больше или меньше n1. Если оси роликов перпендикулярны осям валов, то n2=n1. При отклонении осей роликов влево, как показано на рисунке 7, n2>n1. А при отклонении вправо n2<n1. Изменение частоты вращения происходит потому, что при повороте изменяются радиусы контакта r1 и r2, а, следовательно, изменяется и передаточное число
.
Торовые вариаторы нормализованы для мощностей 1,5…2 кВт; диапазон регулирования 3…6,25.
Из всех вариаторов торовые наиболее компактны, имеют минимальное скольжение, но требуют высокой точности изготовления и монтажа.
Рисунок 11- Торовый вариатор.
Рисунок 12 - Дисковый вариатор.
Дисковый вариатор (рисунок 12) состоит из набора ведущих (9…21 и более) и ведомых стальных дисков, закалённых до твёрдости 51…61HRCэ. Вариатор работает в масле. Смазка уменьшает износ. Снижение коэффициента трения при смазке компенсируется увеличением числа дисков. Для уменьшения скольжения ведомым дискам придают коническую форму (конусность 130…3). Изменение частоты вращения ведомого вала n2 достигается перемещением ведущего вала 1 относительно ведомого 2 в радиальном направлении, при этом изменяется рабочий радиус r2. Передаточное число
.
Тонкие стальные диски позволяют получить компактную конструкцию при значительной мощности (до 40 кВт). Диапазон регулирования Д5.
Основной идеей конструкции дискового вариатора является увеличение числа точек контакта между фрикционными элементами. Это позволяет значительно снизить контактные давления, а вместе с этим и изнашивание дисков. Значительно снижается также сила прижатия пружины.
Рисунок 13 - Клиноременный вариатор.
1, 2 – регулируемые шкивы.
Клиноременный вариатор (рисунок 13). На параллельных валах попарно установлены раздвижные конические диски, из которых составлены два регулируемых шкива 1 и 2. Для связи шкивов применяют стандартные клиновые нормальные ремни и специальные клиновые широкие ремни. Изменение частоты вращения ведомого вала n2 достигается изменением соотношения рабочих радиусов шкивов r1 и r2 путём одновременного осевого сдвигания дисков одного шкива и раздвигания дисков другого шкива на одну и ту же величину.
При принудительном сдвигании конических дисков ведомого вала ремень перемещается к наружному диаметру шкива 2 – рабочий радиус r2 увеличивается. При этом происходит раздвигание дисков шкива 1, что позволяет ремню переместиться к оси шкива – рабочий радиус r1 уменьшается. В этом случае частота вращения n2 увеличивается. Для её уменьшения надо раздвигать диски шкива 2 и сдвигать диски шкива 1. При регулировании n2 длина ремня не изменяется.
Предельные значения передаточного числа:
;
.
Диапазон регулирования Д зависит от ширины ремня. Клиновые ремни нормальных сечений позволяют получить Д=1,3…1,8. Наиболее перспективными являются широкие клиновые ремни. Вариаторы с широким клиновым ремнём с двумя регулируемыми шкивами стандартизованы (ГОСТ 22931-78) для мощностей 0,37…15 кВт при Д=4…5.
Клиноременные вариаторы наиболее просты и достаточно надёжны, благодаря чему они получили наибольшее распространение среди вариаторов в общем машиностроении. Их успешно применяют в металлорежущих станках, текстильных машинах, мотороллерах и специальных колёсных машинах повышенной проходимости в качестве бесступенчатых коробок передач.
3.4 Общие сведения о редукторах
Редуктор – это механизм, который служит для уменьшения угловой скорости ω и для увеличения крутящего момента Мвр.
а) одноступенчатые;
б) двухступенчатые;
в) трёхступенчатые.
а) горизонтальные;
б) вертикальные.
а) цилиндрические зубчатые;
б) конические зубчатые;
в) червячные;
г) коническо-цилиндрические;
д) червячно-цилиндрические.
3.4.1 Схемы редукторов
Рисунок 14 - Цилиндрический редуктор.
а) – горизонтальный; б) – вертикальный.
Рисунок 15 - Конический редуктор.
Рисунок 16 - Червячный редуктор.
а) – с нижним расположением червяка; б) – с верхним расположением червяка;
в) – с боковым расположением червяка.
Рисунок 17 - Двухступенчатый цилиндрический редуктор.
а) – развёрнутая схема; б) – общий вид.
Рисунок 18 - Редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью.
Рисунок 19 - Двухступенчатый соосный горизонтальный редуктор.
Рисунок 20 - Коническо-цилиндрический двухступенчатый горизонтальный редуктор.
Рисунок 21 - Червячно-цилиндрический двухступенчатый редуктор.
Рисунок 22 - Мотор-редуктор, общий вид.
1 – редуктор; 2 – фланцевый электродвигатель.
3.5 Ременные передачи
Ременная передача (рисунок 23) состоит из шкивов, закреплённых на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Крутящий момент передаётся за счёт сил трения между ремнём и шкивом.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● Простота конструкции и малая стоимость; ● Плавность и бесшумность работы; ● Возможность передачи мощности на значительные расстояния (до 1,5 метра); ● Смягчение вибрации. |
● Большие габаритные размеры; ● Малая долговечность ремня; ● Непостоянное передаточное число из-за проскальзывания; ● Большие нагрузки на валы и подшипники; ● Неприменимость во взрывоопасных местах вследствие электризации ремня. |
Рисунок 23- Ременная передача.
3.5.1 Классификация ремённых передач
Рисунок 24 - Виды ременных передач.
а), б) – взаимное расположение валов; в) – со скрещивающимися осями; г) – с пересекающимися осями (угловые); д) – с натяжным роликом; е) – со ступенчатыми шкивами; ж) – клиноременный вариатор.
3.5.2 Материалы плоских ремней
ГОСТом предусмотрено 4 вида плоских ремней:
1) Кожаные ремни – обладают хорошей тепловой способностью и высокой долговечностью, хорошо переносят колебания нагрузки. Недостаток – высокая стоимость.
2) Резинотканевые ремни (прорезиненные) – состоят из нескольких слоёв хлопчатобумажной ткани, связанных между собой вулканизированной резиной. Ткань, имеющая больший модуль упругости, чем резина, передаёт основную часть нагрузки. Резина обеспечивает работу ремня как единого целого, защищает ткань от повреждений и повышает коэффициент трения. Ремни выпускаются трех видов: А (для шкивов малого диаметра, υ30 м/с); Б (для тяжёлых условий работы, υ20 м/с); В (для небольших нагрузок, υ15 м/с).
3) Хлопчатобумажные ремни – изготавливают как цельную ткань с несколькими слоями основы, пропитанными специальным составом (битум, озокерит). Достоинства: лёгкие, гибкие, дешёвые. Недостатки: недолговечные, пониженная тяговая способность.
4) Шерстяные ремни – ткань с многослойной шерстяной основой, пропитанная специальным составом (сурик на олифе). Достоинства: хорошая упругость, менее чувствительны к колебаниям температуры, влажности, кислотам. Недостатки: низкие тяговые свойства.
5) Нестандартные – шёлковые, синтетические и т. д.
В последнее время стали применять новый тип ремней – плёночные ремни - изготавливаемые из пластмасс на основы полиамидных смол, армированных кордом из капрона. Достоинства: высокая статическая прочность и сопротивление усталости, при малых диаметрах шкивов передают значительные нагрузки с высокой быстроходностью.
Ри су нок 25 - Ти пы рем ней для ре мен ных пе ре дач.
а), б) - клиновые; в) – по ли кли но вые.
3.5.3 Основные параметры ремённых передач
,
где - коэффициент скольжения, при нормальном режиме работы =0,01…0,02.
.
,
где - толщина ремня;
Dmin – минимальный диаметр шкива.
Для плоскоремённых передач
L=2(D1+D2)
Для клиноремённых
Lmax=2(D1+D2); Lmin=0,55(D1+D2)+3h,
где h – высота ремня.
3.5.4 Критерии работоспособности ремённой передачи
Тяговая способность – способность ремённой передачи передавать определённую нагрузку без проскальзывания ремня.
Расчёт тяговой способности сводится к определению расчётной площади сечения ремня
,
где Ft – передаваемое окружное усилие;
[kn] – допускаемое полезное напряжение в ремне, полученное согласно кривым скольжения.
,
где [ko] – допускаемое приведённое полезное напряжение в ремне (табличная величина);
cv – скоростной коэффициент;
c - коэффициент угла обхвата;
cp – коэффициент нагрузки и режима работы;
c - коэффициент, учитывающий вид передачи и её расположение.
Для плоскоремённой передачи
,
где b – ширина;
- толщина ремня.
Для клиноремённой передачи
,
где Ao – площадь сечения одного ремня;
z – число ремней, z=5…8 (иногда z12).
Расчёт на долговечность. Наиболее опасным для ремня является напряжения изгиба, поэтому при проектировании нужно ограничить частоту повторений напряжений изгиба. Чтобы оценить частоту повторения вводится следующая величина k – число пробегов ремня в единицу времени
,
где [k] – допускаемое число пробегов; для плоскоремённой передачи [k]=5 с-1; для клиноремённой передачи [k]=10 с-1;
υ – скорость ремня, м/с;
L – межосевое расстояние, м.
Как правило, нормальная долговечность ремня 2000…5000 часов.
3.5.5 Виды разрушения ремней
Усталостное разрушение – изгиб ремня при набегании на шкивы, сопровождается внутренним трением между его элементами и приводит к усталостному разрушению – ремень расслаивается, ткани перетираются.
Перегрев ремня – в результате скольжения и трения ремень нагревается, что отрицательно влияет на физико-механические свойства ремня, срок его службы уменьшается.
Износ – возникает вследствие упругого скольжения, трения и частичного буксования.
3.5.6 Соединение концов ремня
Большое влияние на работу передачи, особенно при значительных скоростях, оказывает соединение концов ремня. Недоброкачественное соединение приводит к преждевременному разрушению и снижает тяговую способность передачи. Существуют 3 основных способа соединения концов ремня: сшивка, склеивание, металлическое крепление.
В последнее время промышленность начинает выпускать плоские ремни в виде замкнутой ленты определённой длины, что значительно повышает долговечность ремней и допускаемые скорости.
3.6 Цепные передачи
Цепная передача относится к передачам зацеплением с гибкой связью. Состоит из ведущей и ведомой звёздочек, огибаемых связью. В отличие от ремённой передачи, цепная передача работает без проскальзывания.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
● По сравнению с зубчатыми передачами цепные передачи могут передавать движение между валами на большие расстояния (до 8 метров); ● По сравнению с ремёнными передачами они:
|
● Значительный шум вследствие удара звена цепи при входе в зацепление; ● Сравнительно быстрый износ шарниров цепи; ●Удлинение цепи из-за износа шарниров (нужны натяжные устройства); ● Необходимость точного изготовления цепи и высококачественного монтажа передачи; ● Высокая стоимость. |
3.6.1 Классификация цепей, применяемых в машиностроении
По назначению цепи делятся на 3 вида:
Грузовые цепи работают при малых скоростях (до 0,25 м/с) и больших нагрузках. Они выполняются круглозвенными или простыми пластинчатыми.
Тяговые цепи работают при средних скоростях (до 2…4 м/с). Они выполнены преимущественно из пластин простой формы и осей со втулками или без втулок. Тяговые цепи отличаются большими массами, так как они имеют значительную длину и наматывания на звёздочки, габариты которых не жёстко ограничены.
Приводные цепи работают при значительных скоростях и выполняются с малыми шагами для уменьшения динамических нагрузок и с износоустойчивыми шарнирами для обеспечения необходимой долговечности. Существует 3 типа приводных цепей, они стандартизованы и изготавливаются на специальных заводах:
Рисунок 26 - Роликовая цепь.
А – наружное звено; Б – внутреннее звено.
1, 2 – пластины; 3 – валик; 4 – втулка; 5 – ролик.
Звёздочки – по конструкции отличаются от зубчатых колёс лишь профилем зубьев: звёздочки имеют ограниченное число зубьев (для втулочных цепей z2120, для зубчатых z2140).
3.6.2 Основные характеристики цепных передач
,
где υ – средняя скорость, м/с;
n – частота вращения, об/мин;
ω – угловая скорость, рад/с;
p – шаг цепи, мм.
.
Рекомендуется u4, допускается u7.
Минимальное число зубьев ведущей звёздочки для роликовых цепей:
.
Число зубьев ведомой звёздочки:
.
.
,
где Lp – число звеньев цепи (длина цепи в шагах) (округляется до целого чётного числа звеньев).
.
3.7 Передача винт-гайка
Передача винт-гайка (винтовой механизм) предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное. При этом как винт, так и гайка могут иметь либо одно из названных движений, либо оба движения одновременно. Например, в винтовом домкрате (рисунок 27) винт совершает оба движения одновременно. Так, при вращении винта 3 в неподвижной гайке 2 винт получает поступательное перемещение и поднимает груз, опирающийся на чашку 1 домкрата.
Рисунок 27 - Винтовой домкрат.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
●Большой выигрыш в силе; ●Возможность получения медленного движения с высокой точностью перемещения; ●Компактность при высокой нагрузочной способности; ●Простота конструкции и изготовления. |
●Большое трение в резьбе, вызывающее повышенное её изнашивание; ●Низкий КПД. |
Применяют для поднятия грузов (домкраты), создания больших усилий до 1000 кН при малых перемещениях (прессы, нажимные устройства и т. п.) и получения точных перемещений (ходовые винты станков, измерительные приборы, делительные и регулировочные устройства).
Различают два типа передач винт-гайка: передачи с трением скольжения и передачи с трением качения.
Данные передачи имеют наибольшее распространение ввиду простоты устройства. Винты передач делятся на грузовые и ходовые. Грузовые предназначены для создания больших усилий (домкраты, прессы и т. п.). При реверсивном движении под нагрузкой применяют трапецеидальную резьбу, а при больших односторонних нагрузках – упорную. Для получения самотормозящей винтовой пары (домкраты) применяют однозаходные резьбы.
В таких механизмах между витками винта и гайки размещают шарики. При вращении винта шарики увлекаются в направлении его поступательного движения, попадают в перепускной канал в гайке и возвращаются в полость между винтом и гайкой. Таким образом, перемещение шариков происходит по замкнутому каналу, соединяющему первый и последний витки резьбы гайки. Достоинства шариков винтовых механизмов: высокий КПД (до 0,9); возможность полного устранения осевого и радиального зазоров. Их применяют в механизмах подач станков с числовым программным управлением, механизмах подъёма и спуска шасси в самолётах и т. п.
Данные материалы должны иметь низкий коэффициент трения и повышенное сопротивление износу. Выбор марки материала зависит от назначения передачи и условий работы. Для уменьшения потерь на трение подбирают пару сталь-бронза. Винты передач без термообработки изготовляют из сталей 40Х, 40ХГ, 65Г и др., с закалкой винтов до твёрдости более 50HRCэ с последующим шлифованием резьбы. Гайки ответственных передач (высокие окружные скорости – υ=6…15 м/мин и нагрузки) изготовляют из оловянных бронз Бр010Ф1, Бр06Ц6С3 и др., а при работе с большим перерывом, а также при малых нагрузках и скоростях – из антифрикционного чугуна марок АВЧ-1, АСЧ-3, АЧК-2, или серого чугуна марок СЧ15, СЧ-20.
4 Валы и подшипники
4.1 Валы и оси
Зубчатые колёса, шкивы, звёздочки устанавливают на валах и осях.
Вал предназначен для поддержания сидящих на нём деталей и для передачи вращающего момента.
Ось предназначена только для поддержания сидящих на ней деталей. В машинах оси могут быть неподвижными, несущими на себе свободно вращающиеся детали, например ось блока (рисунок 28), и подвижными, вращающимися вместе с установленными на них деталями, например вагонная ось (рисунок 29).
Рисунок 28 - Ось блока.
Рисунок 29 - Вагонная ось.
гибкие;
4.1.1 Проектный расчёт валов
При проектном расчёте определяют диаметр выходного конца вала на кручение
,
где Mк – крутящий момент, равен передаваемому вращающему моменту [Нмм];
[]к – допускаемое напряжение на кручение, []к=10…25 Н/мм2.
4.1.2 Расчёт валов на усталостную прочность
Проверку на усталостную прочность производят по величине коэффициента запаса прочности
,
где [n] – требуемый запас прочности, [n]2,5;
n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,
;
n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,
,
где -1, -1 – пределы выносливости при изгибе и кручении;
k, k - коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении;
, - масштабные коэффициенты при изгибе и кручении;
m, m – средние напряжения циклов;
, - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения на усталостную прочность.
4.1.3 Расчёт валов на статическую прочность
,
где э – эквивалентное напряжение;
[]пред – предельное допускаемое напряжение,
[]пред=0,8т,
где т – предел текучести.
,
,
где Mи, Mк – изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении;
Nmax – продольная сила в опасном сечении.
4.1.4 Расчёт валов на жёсткость
Рисунок 30 - Прогиб валов и повороты их сечений под зубчатыми колёсами и в подшипниках.
f и определяются методами сопромата.
- зубчатые передачи;
- червячные передачи.
рад – подшипники качения;
рад – подшипники скольжения.
В большинстве случаев валы редукторов на жёсткость не проверяют. Исключение составляют валы червяков, которые всегда проверяют на изгибную жёсткость (из-за большого расстояния между опорами)
,
где l – расстояние между опорами, мм;
P – окружное усилие червяка, Н;
T – радиальное усилие червяка, Н;
E – модуль упругости материала, E=2105 Н/мм2;
J – приведённый осевой момент инерции сечения, мм4.
,
где Mк – крутящий момент, Нм;
G – модуль сдвига, Н/м2 (для стали G=8108 Н/м2);
Jp – полярный момент инерции, м4 (для круглого поперечного сечения Jp=0,1d4);
[0] – допускаемый угол закручивания вала на 1 м длины, рад/м (для стали [0]=(5…22)10-3 рад/м).
4.2 Подшипники
Подшипники являются опорами валов и вращающихся осей. Они воспринимают нагрузки, приложенные к валу, и передают их на корпус машины. Качество подшипников определяет надёжность и долговечность машины.
В зависимости от рода трения подшипники делятся на:
а) подшипники скольжения;
б) подшипники качения.
В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники бывают:
а) радиальные – воспринимают радиальные, т. е. перпендикулярные валу нагрузки;
б) упорные – воспринимают осевые нагрузки;
в) радиально-упорные – воспринимают радиальные и осевые нагрузки.
4.2.1 Подшипники скольжения
Основные элементы подшипников корпус и вкладыш (втулка). Часто подшипник не имеет специального корпуса. При этом вкладыш размещают непосредственно на станине (рисунок 31) или раме машины, например подшипники двигателей, станков, редукторов.
Рисунок 31- Размещение вкладыша подшипника на станине.
Подшипники скольжения бывают разъёмные и неразъёмные (рисунок 32, 33).
Рисунок 32 - Подшипник скольжения разъёмный.
Рисунок 33 - Подшипник скольжения неразъёмный.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
●Надёжно работают в высокоскоростных приводах (подшипники качения в этих условиях имеют низкую долговечность); ●Хорошо воспринимают ударные и вибрационные нагрузки; ●Бесшумность работы; ●Имеют малые размеры; ●Разъёмные подшипники устанавливаются на шейке коленчатых валов. |
●В процессе работы требуют постоянного надзора на смазкой; перерыв подачи смазки ведёт к разрушению подшипника; ●Значительные потери на трение в период пуска и при несовершённой смазке; ●Большой расход смазки. |
Материалы вкладышей должны иметь:
В качестве материалов для вкладышей применяют:
Условный расчёт подшипников скольжения
Основным критерием работоспособности подшипников скольжения является износостойкость – сопротивление изнашиванию и заеданию.
,
где P – среднее давление на трущихся поверхностях;
R – радиальная нагрузка на подшипниках скольжения;
F – площадь проекции подшипников скольжения
,
[P] – допускаемое среднее давление (табличное значение), [P]=2…10 Н/мм2.
,
где [Pv] – допускаемая удельная работа сил трения, [Pv]=1…20 МНм/мм2с;
Pv – удельная работа сил трения;
υ – скорость подшипников скольжения.
4.2.2 Подшипники качения
Подшипник качения представляет собой узел, основными элементами которого являются тела качения – шарики или ролики, которые установлены между наружным и внутренним кольцом и удерживаются тела качения на определённом расстоянии друг от друга при помощи сепаратора.
Подшипники качения стандартизованы и изготовляются специальными заводами.
|
Достоинства («+») |
Недостатки («-») |
|
●Сравнительно малая стоимость вследствие массового производства; ●Малые потери на трение и незначительный нагрев; ●Высокая степень взаимозаменяемости; ●Малый расход смазки; ●Не требуют особого ухода и внимания. |
●Высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам; ●Малонадёжны в высокоскоростных приводах из-за чрезмерного нагрева и опасности разрушения сепаратора от действия центробежных сил; ●Сравнительно большие радиальные размеры; ●Шум при больших скоростях. |
Классификация подшипников качения
1. В зависимости от формы тел качения подшипники качения бывают:
а) шариковые;
б) роликовые;
Роликовые подшипники могут быть:
а) цилиндрическими роликами;
б) коническими роликами;
в) бочкообразными;
г) игольчатыми;
д) витыми роликами.
2. В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники качения могут быть:
а) радиальные;
б) упорные;
в) радиально-упорные.
3. В зависимости от числа рядов тел качения подшипники скольжения бывают:
а) однорядные;
б) многорядные.
4. В зависимости от размера наружного диаметра подшипника серии бывают:
а) сверхлёгкие;
б) особо лёгкие;
в) лёгкие;
г) средние;
д) тяжёлые.
5. В зависимости от ширины подшипника серии бывают:
а) узкие;
б) нормальные;
в) широкие;
г) особо широкие.
Маркировка подшипников
Подшипники качения маркируют нанесением на торец колец ряда цифр и букв, условно обозначающих:
Две первые цифры справа обозначают его внутренний диаметр d, который определяется умножением указанных цифр на 5.
Третья цифра справа обозначает серию подшипника:
1 – особо лёгкая серия;
2 – лёгкая;
3 – средняя;
4 – тяжёлая;
5 – лёгкая широкая;
6 – средняя широкая;
7 – тяжёлая широкая и т. д.
Четвёртая цифра справа обозначает тип подшипника:
0 – радиальный шариковый однорядный;
1 – радиальный шариковый сферический;
2 – радиальный с короткими цилиндрическими роликами;
3 – радиальный роликовый сферический;
4 – радиальный роликовый игольчатый;
5 – радиальный роликовый с витыми роликами;
6 – радиально-упорный шариковый;
7 – роликовый конический;
8 – упорный шариковый;
9 – упорный роликовый.
Пятая и шестая цифры справа обозначают отклонения конструкции подшипника от основного типа. Например, ПК7309 основной конструкции, а такой же подшипник с бортом клеймится 67309.
Одна или две буквы впереди цифр указывают класс точности подшипника:
Н – нормальный класс точности;
П – повышенный;
В – высокий;
А – особо высокий;
С – сверхвысокий;
ВП – высоко-повышенный;
СА – сверхвысокий высокий.
У подшипников у нормального класса буква Н не проставляется.
Основные типы подшипников качения
Шариковые радиальные подшипники (рисунок 34) – наиболее простые и дешёвые, предназначены для восприятия радиальной нагрузки, но, имея желобчатые дорожки качения, могут воспринимать и осевую нагрузку. Они обладают большой быстроходностью, фиксируют вал в двух направлениях и допускают небольшие перекосы колец (до 15). Это самые распространённые подшипники в машиностроении. Их собирают путём эксцентричного смещения внутреннего кольца в наружном.
Рисунок 34 - Шариковый радиальный подшипник.
Шариковые радиальные сферические подшипники (рисунок 35) предназначены в основном для восприятия радиальной нагрузки, но могут воспринимать и небольшую осевую нагрузку. Дорожка качения на наружном кольце выполнена по сфере, что обеспечивает нормальную работу (самоустановку) подшипника даже при значительном (до 2-3) перекосе колец. Применяют для валов, подверженных значительным прогибам; при установке подшипников в разных корпусах и т. п.
Рисунок 35 - Шариковый радиальный сферический подшипник.
Роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рисунок 36) воспринимают только радиальную нагрузку, допускают осевое взаимное смещение колец, требуют точной соосности посадочных мест, в противном случае ролики работают кромками и подшипники быстро разрушаются. Применяют для коротких жёстких валов, а также в качестве «плавающих» опор (для валов шевронных передач и др.).
Рисунок 36 - Роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами.
Виды разрушения подшипников качения
Выбор типа подшипника
Для малых нагрузок и больших скоростей вращения принимают шариковые однорядные подшипники лёгких серий.
Подшипники более тяжёлых серий обладают большей грузоподъёмностью, но допускаемая угловая скорость их меньше.
При ударных нагрузках, при переменных нагрузках с большой нагрузкой предпочтительней двухрядные роликовые подшипники.
Расчёт подшипников качения на долговечность
Требуемая долговечность подшипников качения определяется равенством
, млн. об.,
где - показатель степени, для шарикоподшипников – 3, для роликоподшипников – 10/3;
C – динамическая грузоподъёмность (постоянная радиальная осевая нагрузка, которую подшипник качения может выдержать в течение 10 оборотов) (табличное значение);
P – эквивалентная нагрузка.
Расчётная долговечность подшипников качения:
, ч,
где n – частота вращения, об/мин.
▪ Для шариковых радиальных, для шариковых, роликовых радиально-упорных подшипников
где Pr – радиальная нагрузка;
Pa – осевая нагрузка;
V – коэффициент вращения, V=1, если вращается внутреннее кольцо;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, зависят от типа подшипника качения;
k - коэффициент безопасности, k=1,3;
kt – температурный коэффициент, kt=1, если t100 C.
.
.
.
Расчёт и выбор подшипников по динамической грузоподъёмности
Критерий для выбора подшипников по динамической грузоподъёмности:
,
где P0 – требуемая величина динамической грузоподъёмности;
C0 – табличное значение динамической грузоподъёмности.
,
где Pr – радиальная нагрузка;
Pa – осевая нагрузка;
X0 – коэффициент статической радиальной нагрузки;
Y0 – коэффициент статической осевой нагрузки. X0 и Y0 находятся по каталогу в зависимости от типа подшипника.
.
.
.
Если P0C0, то нужно перейти к другим подшипникам качения.
4.3 Муфты
В современном машиностроении большинство машин состоит из сборочных единиц и механизмов. Для обеспечения кинематической и силовой связи валы узлов соединяют муфтами.
Муфтой называется устройство для соединения концов валов со свободно сидящими на них деталями (зубчатые колёса, звёздочки и т. д.).
Назначение муфт – передача вращающего момента без изменения его величины и направления.
В ряде случаев муфты дополнительно поглощают вибрации и толчки, предохраняют машину от аварий при перегрузках, а также используются для включения рабочего механизма машины без остановки двигателя.
4.3.1 Классификация муфт
а) постоянные муфты – осуществляют постоянное соединение валов между собой.
б) сцепные муфты – допускают сцепление и расцепление валов во время работы при помощи системы управления.
в) самоуправляемые муфты – автоматически разъединяют валы при изменении режима работы машины.
а) жёсткие муфты – передают вместе с вращающим моментом вибрации, толчки удары;
б) упругие муфты – амортизируют удары, толчки, вибрации благодаря наличию пружин, резиновых втулок и т. д.
В курсе ДМ изучают только механические муфты.
Муфты подбирают по большему диаметру соединяемых валов и расчётному моменту
,
где k – коэффициент режима работы муфты;
M – момент, передаваемый соединяемыми валами.
Наиболее слабые элементы муфты проверяют на прочность по расчётному моменту Mрасч.
4.3.2 Типы муфт
а) фланцевые муфты;
б) втулочные муфты.
а) зубчатые;
б) кулачково-дисковые;
в) шарнирные.
а) пружинные;
б) втулочно-пальцевые.
а) кулачковые (жёсткое сцепление);
б) фрикционные (плавное сцепление).
а) обгонные;
б) центробежные;
в) предохранительные.
* SF=zhdср/2, где z – число шлицев; h=0,5(D-d)-2f – рабочая высота шлицев; dср=0,5(D+d) – средний диаметр соединения.
* По ГОСТ 8.064-79 твёрдость, измеренную по шкале С. Роквелла, воспроизводимую государственным специальным эталоном, обозначают HRCэ в отличие от ранее применявшегося обозначения HRC (Cэ – шкала твердости эталонная).
** Звенья, передающие вращающий момент, называют ведущими, а звенья, приводимые в движение от ведущих, - ведомыми.
* Силы сопротивления делятся на силы полезных (производственных) сопротивлений, для преодоления которых построен данный механизм, например, сопротивление резанию в токарном станке и т. п., и силы вредных (непроизводственных) сопротивлений, например, сила трения и т. п.
* О постоянном передаточном числе можно говорить только условно, так как из-за неизбежного упругого скольжения оно не остаётся постоянным.