Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

1). Основные этапы проектирования

Условно процесс проектирования можно разделить на следующие этапы:

· подготовительный;

· расчетный;

· создание рабочей конструкторской документации.

Подготовительный этап начинается с получения от заказника или составление по требованию заказника основных требований к ЭМПЭ , который будет проектироваться. Эти требования могут быть в виде технического задания (ТЗ) или технических требований (ТТ). В них обязательно указываются номинальные мощность и напряжение, а также другие эксплуатационные свойства.

Исходя из поставленных требований, проектировщик должен оценить возможность их выполнения, выбрать и предложить ту или иную конструкцию ЭМПЭ, активные, изоляционные и конструктивне материалы , предусмотреть простую технологию изготовления при минимально-возможных финансовых затратах.

Предварительные решения подготовительного этапа должны соответствовать требованиям действующих стандартов и согласованы с заказчиком.

Расчётный этап проектирования должен выполнить следующие требования:

· проектируемый ЭМПЭ должен быть надёжным в эксплуатации;

· проектируемый ЭМПЭ должен обеспечивать эксплуатационные характеристики согласно требованиям;

· спроектированному ЭМПЭ должна быть дана экономическая оценка.

Эксплуатационные свойства ЭМПЭ обеспечиваются соответствующим выбором основных размеров и электромагнитным расчётом, который включает расчёт обмоток, магнитной цепи, параметров и эксплуатационных характеристик.

Под надёжностью понимают электрическую, тепловую и механическую прочность ЭМПЭ во всех режимах работы, указанных в техническом задании. Надёжность обеспечивается электромагнитным, механическим, вентиляционным и тепловым расчётами.

Расчётный этап заканчивается экономической оценкой спроектированного ЭМПЭ, учитывая стоимость материалов, затрат на производство и эксплуатацию.

Третий, завершающий этап проектирования состоит в создании рабочей конструкторской документации, т. е. Рабочих чертежей на детали и сборочные узлы, конструкция и размеры которых определены на расчётном этапе. Рабочие чертежи передаются на завод или цех для изготовления и сборки готового изделия.

Описанный выше подход при проектировании в полной мере осуществляется при изготовлении ЭМПЭ в малых количествах на небольших частных предприятиях.

При проектировании серий или крупных партий ЭМПЭ государственными организациями или крупными частными фирмами осуществляется поэтапный отчёт по проделанной работе.

Каждый отчёт в меньшей или большей степени содержит перечисленное выше и отражает стадию разработки, т. е. проектирования.

Межгосударственный стандарт ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки конструкторской документации на изделие всех отраслей промышленности:

· техническое задание;

· техническое предложение;

· эскизный проект;

· разработка рабочей документации:

а) для опытного образца (опытной партии);

б) установочных серий;

в) установившегося серийного или массового производства.

Согласно этого стандарта, техническое задание устанавливает основное назначение, технические и тактико-технические характеристики, показатели качества и технико-экономические показатели, предъявляемые к изделию (ЭМПЭ).

Техническое предложение - совокупность конструкторских документов, содержащих обоснование целесообразности разработки на основе анализа технического задания, предложения различных вариантов решений и их анализ, патентные материалы. Отчётной документации этой стадии присваивается литера «П».

Эскизный проект - совокупность конструкторских документов, содержащих принципиальные конструктивные решения и данные по основным параметрам и габаритным размерам проектируемого (разрабатываемого) изделия, изготовление и испытание макета. Документация этой стадии разработки обозначается литерой «Э».

Технический проект - совокупность конструкторских документов, содержащих окончательное техническое решение, дающее полное представление об устройстве (конструкции) и размерах ЭМПЭ, которых достаточно для разработки рабочей документации, изготовления и испытание макетов. Документация этой стадии обозначают литерой «Т».

Разработка рабочей документации - совокупность конструкторских документов (рабочие чертежи деталей и сборочных единиц, технологической оснастки), предназначенных для изготовления и испытания опытного образца (опытной партии). В этом случае документация обозначается литерой «О1», «О2» и т.д.

Конструкторская документация по изготовлению установочной серии с учетом корректировки документов по предыдущим испытанием образцов обозначают литерой «А».

Для установившегося серийного или массового производства конструкторскую документацию обозначают литерой «Б».

В случае индивидуального производства конструкторским документам присваивается литера «И».

2). Критерии работоспособности машин

Прочность -- основной критерий работоспособности деталей, ею гарантируется длительная и надежная работа машины. Расчет деталей машин на прочность производят по формулам сопротивления материалов. В предварительных и проектных расчетах наиболее распространенным методом оценки прочности деталей является сравнение расчетных напряжений s и t с допускаемыми [s] и [t]:

соединение передача зубчатый колесо

;

Жесткость -- способность деталей машин сопротивляться изменению формы под действием нагрузок. Во многих случаях окончательные размеры деталей принимают по условиям жесткости. Различают собственную жесткость детали, обусловленную деформациями всего материала детали, и контактную, которая связана с деформациями только поверхностных слоев в местах контакта.

Оценка жесткости производится сопоставлением расчетных деформаций (прогибов, углов поворота сечений, углов закручивания и пр.) с допускаемыми. Для большинства деталей (валов, штоков, грузовых и ходовых винтов, станин и т. д.) основное значение имеет собственная жесткость. В этом случае проверочный расчет жесткости конструкции выполняют по формулам сопротивления материалов. Расчет на контактную жесткость деталей машин с начальным контактом в точке (шариковые подшипники) или по линии (роликовые подшипники, зубчатые и фрикционные передачи) производят по формулам контактных напряжений и деформаций. Эти расчеты в деталях машин не рассматриваются.

Износостойкость -- это способность материала оказывать сопротивление стиранию. В результате износа изменяются размеры деталей, увеличиваются зазоры, возникают дополнительные динамические нагрузки. Большой износ может привести даже к поломке детали. Износ деталей снижается с повышением твердости и понижением шероховатости трущихся поверхностей. Для повышения износостойкости деталей применяют смазку, термическую и химико-термическую обработку рабочих поверхностей, для изготовления деталей применяют антифрикционные материалы и т. п.

Расчет деталей на износ заключается в определении для трущихся поверхностей соответствующих допускаемых давлений.

Теплостойкость. При нагреве стальных деталей до температуры 300--400° С, а деталей из цветных сплавов и пластмасс -- до температуры 100--150° С значительно снижаются механические свойства их и возникает явление ползучести. При чрезмерном нагреве значительно ухудшаются свойства смазочных масел, увеличивается износ, изменяются зазоры, появляются дополнительные динамические нагрузки. Для определения влияния нагрева машины на ее работу выполняют тепловые расчеты.

Виброустойчивость -- это способность конструкции работать в заданном диапазоне режимов без недопустимых колебаний. Вибрация чаще всего появляется в результате недостаточной жесткости деталей машин, неуравновешенности вращающихся масс, повышения рабочих скоростей и т. д. Вибрация вызывает дополнительные переменные напряжения, создает шум, ухудшает качество работы машины, а в случае резонанса может вызвать усталостные разрушения деталей и машины.

Надежность (общая) -- свойство изделий выполнять в течение заданного времени или заданной наработки свои функции, сохраняя в заданных пределах эксплуатационные показатели. Надежность изделия обусловливается долговечностью, безотказностью, ремонтопригодностью и сохраняемостью их. Надежность деталей машин в значительной степени зависит от запасов по основным критериям работоспособности и определяется качеством их изготовления.

Долговечность -- свойство изделия сохранять работоспособность до определенного состояния с необходимыми перерывами для технического обслуживания и ремонта.

Безотказность -- свойство изделия сохранять работоспособность в течение заданной наработки без вынужденных перерывов. Основным показателем безотказности является вероятность безотказной работы в течение заданного времени или заданной наработки.

Утрату работоспособности называют отказом. Отказы по своей природе могут быть связаны с разрушением деталей или с нарушением технического ухода за машиной (засорение трубопроводов, ослабление соединений, нарушение регулировки и т. п.). Отказы бывают полные и частичные; внезапные и постепенные; опасные для жизни человека, тяжелые и легкие и пр.

Ремонтопригодность -- приспособленность изделия к предупреждению, обнаружению и устранению отказов и неисправностей с помощью технического обслуживания и ремонтов.

Сохраняемость -- свойство изделия сохранять требуемые эксплуатационные показатели после установленного срока хранения и транспортирования.



3). Проектировочный и проверочный расчеты

Проектировочным расчетом называют определение размеров детали по формулам, соответствующим главному критерию работоспособности (прочности, жесткости, износостойкости и др.). Этот расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее не известны.Проектировочные расчеты основаны на ряде допущений и выполняются как предварительные.

Проверочным расчетом называется определение фактических характеристик главного критерия работоспособности детали и сравнение их с допускаемыми значениями. При проверочном расчете определяют фактические (расчетные) напряжения и коэффициенты запаса прочности, действительные прогибы и углы наклона сечений, температуру и т. д.

Проверочный расчет является уточненным; его производят, когда форма и размеры детали известны из проектировочного расчета или приняты конструктивно.

Расчет и конструирование органически связаны. Конструированием называется творческий процесс создания механизма или машины в чертежах на основе проектных и проверочных расчетов. При разработке конструкции машины рассматривают различные варианты для получения оптимальной конструкции, обеспечивающей требуемые характеристики машины при наименьшей стоимости ее изготовления и эксплуатации.

Конструирование требует всестороннего анализа статического материала, отражающего опыт эксплуатации машин данного типа, учета специфических факторов и параметров проектируемой машины, а также всех требований современного машиностроения.

4). Основные типы и элементы сварных соединений

-Стыковое -- сварное соединение двух элементов, примыкающих друг к другу торцовыми поверхностями.

-Нахлёсточное -- сварное соединение, в котором сваренные элементы расположены параллельно и частично перекрывают друг друга.2

-Угловое -- сварное соединение двух элементов, расположенных под углом и сваренных в месте примыкания их краев.

-Тавровое -- сварное соединение, в котором торец одного элемента примыкает под углом и приварен к боковой поверхности другого элемента.



-Торцовое -- сварное соединение, в котором боковые поверхности сваренных элементов примыкают друг к другу.

Сварное соединение включает три характерные зоны, образующиеся во время сварки: зону сварного шва, зону сплавления и зону термического влияния, а также часть металла, прилегающую к зоне термического влияния.

5). Допускаемые напряжения для сварных соединений

Допускаемое напряжение материала сварного шва определяетсяч в долях от допускаемого напряжения на растяжение для материала соединяемых деталей.

-где ФиСигма=0,9-1

-где ФиТау=0,5-0,65

Если нагрузка изменяется во времени, то эти напряжения вычисляются по следующим формулам:

где Y- зависит от коэффициента асимметричности цикла и коэффициента концентрации напряжений:

-верхние знаки если х<0 и наоборот

6). Рассчет на прочность сварных соединений "Встык" при нагружении растягивающей силой

Соединения встык. Расчет стыковых швов (рисунок 2.1, а) производят на растяжение по сечению соединяемых деталей без учета утолщения шва. Условие прочности шва на растяжение имеет вид

, (2.1)

где F - осевая растягивающая нагрузка; s - толщина шва, принимается равной толщине детали; 1ш - длина шва; и расчетное и допускаемое напряжение на растяжение для материала шва

8)Расчет лобовых и фланговых соединений при нагружении растягивающей силой

Лобовые и фланговые (угловые) швы разрушаются по сечению, проходящему через биссектрису прямого угла.



Площадь расчетного сечения

(6.4)

где L - общая длина (периметр) сварного шва; Кp - расчетный катет шва.

Угловой шов при нагружении испытывает сложное напряженное состояние. Однако в упрощенном расчете такой шов условно рассчитывают на срез. Условие прочности шва по допускаемым напряжениям:

где - номинальное напряжение среза; - допускаемое напряжение в сварном шве при срезе.

В расчетах принимают Кp = (0.9-1.2)·Smin, где Smin - наименьшая толщина свариваемого элемента Kpmin > 3 мм при S > 3 мм.

l ? 30 мм; la ? 30 мм; lц ? 50K.

Допустимая растягивающая нагрузка

7). Расчет комбинированных сварных соединений, при нагружении изгибающим моментом

Расчет комбинированных соединений

При усилении стыкового шва накладками (рис.52) получается комбинированное соединение. При расчете такого соединения принимается, что напряжение по оси стыка в шве и в накладках одинаково. Тогда при расположении накладок с двух сторон:

где Fл--площадь соединяемых листов;

SFн--суммарная площадь накладок;

Rсв--расчетное сопротивление стыкового шва сжатию или растяжению.

Усилие в накладке Nн = sFн должно быть воспринято обваркой накладки, следовательно, требуемая длина угловых швов

величина определяет размеры накладки.

Во избежание концентрации напряжений ширина накладок не должна сильно отличаться от ширины листа.Совершенно аналогично рассчитывается стык при помощи одних накладок ( = 0).

При одностороннем расположении накладок получаются эксцентриситеты в перекрытии стыка, с целью учета этих эксцентриситетов расчет элементов соединения ведется по расчетному сопротивлению угловых швов срезу , что делает такую конструкцию невыгодной и нерациональной.

8). Расчет на прочность тавровых соединений

Тавровые соединения, выполненные угловыми швами, рассчитывают по формуле

(6.7)

с учетом числа швов.

Момент сопротивления продольного сечения шва

(6.8)

где h - высота листа()

9). Расчет на прочность напряженного резьбового соединения

Как показали исследования, проведенные Н.Е. Жуковским, силы взаимодействиямежду витками винта и гайки распределены в значительной степени неравномерно, однако действительный характер распределения нагрузки по виткам зависит от многих факторов, трудно поддающихся учету (неточности изготовления, степени износа резьбы, материала и конструкции гайки и болта и т.д.). Поэтому при расчете резьбы условно считают, что все витки нагружены одинаково, а неточность в расчете компенсируют значением допускаемого напряжения.

Условие прочности резьбы на срез имеет вид

фcp= Q/Аcp) ?[фcp],

где Q- осевая сила; Aср- площадь среза витков нарезки; для винта (см. рис.1.9) Aср= рd1kHг,для гайки Аср = рDkHг.Здесь Нг - высота гайки; k- коэффициент, учитывающий ширину основания витков резьбы: для метрической резьбы для винта k? 0,75, для гайки k? 0,88; для трапецеидальной и упорной резьб (см. рис.1.11, 1.12) k? 0,65; для прямоугольной резьбы (см. рис.1.13) k= 0,5. Если винт и гайка из одного материала, то на срез проверяют только винт, так как dl< D.

Условие прочности резьбы на смятие имеет вид

уcм= Q/Аcм?[уcм],

где Асм - условная площадь смятия (проекция площади контакта резьбы винта и гайки на плоскость, перпендикулярную оси): Асм = рd2hz, где (см. рис.1.9) nd2- длина одного витка по среднему диаметру; h- рабочая высота профиля резьбы; z=Нг/р - число витков резьбы в гайке высотой Нг; р - шаг резьбы (по стандарту рабочая высота профиля резьбы обозначенаН1).

10). Расчет на прочность напряженного резьбового соединения при отсутствии внешней нагрузки.

В этом случае болт растягивается силой Fзат и закручивается моментом сил в резьбе.



11). Расчет на прочность напряженного резьбового соединения с предварительной затяжкой, и нагруженного осевой силой раскрывающей стык

Часть внешней нагрузки F Идет на догрузку болта, а остальная часть на раскрытие стыка.

F>

где X-коэффициент внешней нагрузки.

Чтобы не произошло раскрытие стыка, должно выполняться условие:

Fзат>=(1-X)F

Fзат=, где

Тогда расчетная нагрузка на 1-ин болт будет равна:

Qрасч=1,3*Fзат-X*F=[1,3*Kv*(1-X)F+X]F

Условие прочности стержня болта:

=<[

, где S=3...5

[

12). Расчет на прочность резьбовых соединений, нагруженных поперечными силами

Болт с зазором

Условие работоспособости соединения Fтр>=F

Fтр=f*Fзат=*F, где f=0,15-0,2, a

коэффициент запаса по трению = 1,8-2

Fзат=/(f*i), где f-коэффициент трения в соединении, i-число стыков деталей в соединении.

Болт без зазора

Чистый болт можно заменить штифтом. Тогда формулы для напряжений смятия и среза будут иметь вид:

=<[

13). Шпоночные и шлицевые соединения. Расчеты на прочность

Шпоночные и шлицевые соединения служат для закрепления на валу (или оси) вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, муфт и т. п.), а также для передачи вращающего момента от вала 1 к ступице детали 2 или, наоборот, от ступицы к валу (рис. 46 и 47).

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента между валом и ступицей. Основные типы шпонок стандартизованы. Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковым или концевыми фрезами, в ступицах протягиванием.

Достоинства шпоночных соединений.

- простота конструкции, дешевизна и сравнительная легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их широко применяют во всех отраслях машиностроения.

Недостатки шпоночных соединений.

- шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали (из-за этого приходится увеличивать толщину ступицы и диаметр вала). Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом.

- шпоночные соединения нарушают центрирование колеса на валу (для этого приходится применять две противоположные шпонки;

- шпоночное соединение трудоемко в изготовлении: при изготовлении паза концевой фрезой требуется ручная пригонка шпонки по пазу; при изготовлении паза дисковой фрезой крепление шпонки в пазу винтами (от возможных осевых смещений);

- трудность обеспечения их взаимозаменяемости (необходимость ручной подгонки шпонок), что ограничивает их применение в крупносерийном и массовом производстве.

Напряжения смятия определяют в предположении их равномерного распределения по поверхности контакта:

где Ft=2T/d -- сила, передаваемая шпонкой; Асм -- площадь смятия (рис. 60); .

Следовательно,

где Т -- передаваемый момент, Нмм; d -- диаметр вала, мм; (h - t1) -- рабочая глубина паза, мм (см. табл. 6); lр -- рабочая длина шпонки, мм (для шпонок с плоским торцом lр =l, со скругленными торцами lp = l-b; - допускаемое напряжение (для чугунных ступиц МПа, для стальных МПа).

Шлицевые соединения можно рассматривать как многошпоночные, в которых шпонки как бы изготовлены заодно с валом. Рабочими поверхностями являются боковые стороны зубьев. Шлицевые соединения образуются выступами - зубьями на валу, ходящими во впадины соответствующей формы в ступице. Вал и отверстие в ступице обрабатывают так, чтобы боковые поверхности зубьев или участки цилиндрических поверхностей (по внутреннему или наружному диаметру зубьев) плотно прилегали друг к другу.

При расчете допускают, что по боковым поверхностям зубьев нагрузка распределяется равномерно, но из-за неточности изготовления в работе участвует только 75%общего числа зубьев (т.е. коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (шлицами) Кшл = 0,75).

По аналогии с условием

где Т -- момент, Нмм; Кшл = 0,75; z -- число зубьев (выбирают в зависимости от d по табл. 7); dcp = (D + d)/2 -- средний диаметр соединения для прямобочных зубьев, мм;dcp = zm - средний диаметр соединения для эвольвентных зубьев, где т - модуль зубьев; - площадь смятия, мм2; lр -- рабочая длина зубьев, мм; D, l, r (см. рис. 65) -- выбирают в зависимости от d по табл. 7; - допускаемое напряжение на смятие боковых граней зубьев из сталей, имеющих > 500 МПа ( принимают по табл. 8). В таблице 8 приведены значения для изделий общего машиностроения и подъемно-транспортных устройств, рассчитанных на длительный срок службы. В каждой отрасли машиностроения рекомендуют свои значения с учетом специфики эксплуатации (срок службы, режим нагрузки и пр.), качества изготовления, прочности материалов и др.

14). Назначение механических передач и их классификация

Механическими передачами, или просто передачами, называют механизмы для передачи энергии от машины-двигателя к машине-орудию, как правило, с преобразованием скоростей, моментов, а иногда -- с преобразованием видов (например, вращательное в поступательное) и законов движения.

Передача (в механике) соединяет вал источника энергии - двигателя и валы потребителей энергии - рабочих органов машины, таких, например, как ведущие колёса гусеничного движителя или автомобиля.

Механические передачи известны со времен зарождения техники, прошли вместе с ней длительный путь развития и совершенствования и имеют сейчас очень широкое распространение. Грамотная эксплуатация механических передач требует знания основ и особенностей их проектирования и методов расчетов.

При проектировании к механическим передачам предъявляются следующие требования:

- высокие нагрузочные способности при ограниченных габаритных размерах, весе, стоимости;

- постоянство передаточного отношения или закона его изменения;

- обеспечение определенного взаимного расположения осей ведущего и ведомого валов, в частности, межосевого расстояния ;

- малые потери при передаче мощности (высокий кпд) и, как следствие, ограниченный нагрев и износ;

- плавная и бесшумная работа;

- прочность, долговечность, надёжность.

Классификация механических передач

Механические передачи, применяемые в машиностроении, классифицируют (рис.1 и 2):

по принципу передачи движения:

- передачи трением (фрикционная -- рис.1, а и ременная -- рис.2, а);

- зацеплением (зубчатые -- рис.1, б, червячные -- рис.1, в; цепные -- рис.2, б; передачи винт-гайка -- рис.1, г, д);

по способу соединения деталей:

- передачи с непосредственным контактом тел вращения (фрикционные, зубчатые, червячные, передачи винт-гайка -- см. рис.1);

- передачи с гибкой связью (ременная, цепная -- см. рис.2).

17)Основные кинематические и силовые отношения в передачах.

Основные характеристики передач. К ним относятся мощность на ведущем Р1 и ведомом Р2 валах (рис.2) в кВт и угловая скорость ведущего и ведомого валов в рад/с. Эти две характеристики минимально необходимы и достаточны для проведения проектного расчета любой передачи.

В механических передачах ведомыми звеньями называют детали передач (катки, шкивы, зубчатые колеса и т. п.), получающие движение от ведущих звеньев.

Все механические передачи характеризуются передаточным числом или отношением. Рассмотрим работу двух элементов передачи (рис.6), один из которых будет ведущим, а второй -- ведомым.

Введем следующие обозначения: и п1 -- угловая скорость и частота вращения ведущего вала, выраженные соответственно рад/с и об/мин; и п2 -- угловая скорость и частота вращения ведомого вала; D1 и D2 - диаметры вращающихся деталей (шкивов, катков и т. п.); и -- окружные скорости, м/с.

Отношение диаметров ведомого элемента передачи к ведущему называют передаточным числом

u = D2/D1.

Если известны параметры передачи -- диаметры D1 и D2 или числа зубьев z1 и z2, передаточное число и определяем следующим образом.

Для зубчатых передач передаточное число и -- отношение числа зубьев ведомого колеса к числу зубьев ведущего колеса, т.е. и = z2/z1, где z2 и z1 -- числа зубьев соответственно ведомого и ведущего колеса.

Итак, передаточное число

(обратите внимание на индексы у букв , п, D и z); относится к фрикционной передаче без учета скольжения.

Передача мощности от ведущего вала к ведомому всегда сопровождается потерей части передаваемой мощности вследствие наличия вредных сопротивлений(трения в движущихся частях, сопротивления воздуха и др.).

Если Р1 -- мощность на ведущем валу, Р2 -- на ведомом валу, то Р1 > Р2.

Отношение значений мощности на ведомом валу к мощности на ведущем валу называют механическим коэффициентом полезного действия (КПД) и обозначают буквой :

.

Общий КПД многоступенчатой последовательно соединенной передачи определяют по формуле

,

где -- КПД, учитывающие потери в отдельных кинематических парах передачи.

КПД характеризует качество передачи. Потеря мощности - показатель непроизводительных затрат энергии - косвенно характеризует износ деталей передачи, так как потерянная в передаче мощность превращается в теплоту и частично идет на разрушение рабочих поверхностей.

Окружная сила , Н,

где Р -мощность, кВт; - м/с; Т- Н· м; d - мм;

Вращающий момент, Нм,

где Р - кВт; Ft - H; d -мм.

Вращающий момент Т1 ведущего вала является моментом движущих сил, его направление совпадает с направлением вращения вала. Момент Т2 ведомого вала - момент сил сопротивления поэтому его направление противоположно направлению вращения вала;

15). Фрикционные передачи. Критерии работоспособности. Назначение.

Фрикционная передача -- механическая передача, служащая для передачи вращательного движения (или для преобразования вращательного движения впоступательное) между валами с помощью сил трения, возникающих между катками, цилиндрами или конусами, насаженными на валы и прижимаемыми один к другому.

Фрикционные передачи состоят из двух катков (рис.9.1): ведущего 1 и ведомого 2, которые прижимаются один к другому силой (на рисунке -- пружиной), так что сила трения в месте контакта катков достаточна для передаваемой окружной силы .

Условие работоспособности передачи:

Нарушение условия приводит к буксованию и быстрому износу катков. Для того чтобы передать заданное окружное усилие , фрикционные катки надо прижать друг к другу усилием так, чтобы возникающая при этом сила трения была бы больше силы на величину коэффициента запаса сцепления , который принимают равным = 1,25...2,0.

Значения коэффициента трения между катками в среднем:

- сталь или чугун по коже или ферродо насухо f = 0,3;

- то же в масле f = 0,1;

- сталь или чугун по стали или чугуну насухо f = 0,15;

- то же в масле f = 0,07.

Подставив эти значения в уравнение, можно убедиться в том, что усилие прижатия фрикционных катков во много раз превышает передаваемое окружное усилие.

Применение.

Фрикционные передачи с нерегулируемым передаточным числом в машиностроении применяются сравнительно редко, например, во фрикционных прессах, молотах, лебедках, буровой технике и т.п.). В качестве силовых передач они громоздки и малонадежны. Эти передачи применяются преимущественно в приборах, где требуется плавность и бесшумность работы (магнитофоны, проигрыватели, спидометры и т. п.). Они уступают зубчатым передачам в несущей способности. Зато фрикционные передачи с бесступенчатым регулированием скорости - вариаторы - широко применяются в различных машинах, например, в металлорежущих станках, в текстильных и транспортирующих машинах и т. д. Зубчатые передачи не позволяют такого регулирования. На практике широко применяют реверсивные фрикционные передачи винтовых прессов, передачи колесо -- рельс и колесо -- дорожное полотно самоходного транспорта. Фрикционные передачи предназначены для мощностей, не превышающих 20 кВт, окружная скорость катков допускается до 25 м/с.

Достоинства фрикционных передач:

- простота конструкции и обслуживания;

- плавность передачи движения и регулирования скорости и бесшумность работы;

- большие кинематические возможности (преобразование вращательного движения в поступательное, бесступенчатое изменение скорости, возможность реверсирования на ходу, включение и выключение передачи на ходу без остановки);

- за счет возможностей пробуксовки передача обладает предохранительными свойствами. Однако после пробуксовки передача, как правило, резко ухудшает свои качества - появляются лыски на катках, неравномерно срабатываются фрикционные поверхности и т.д. Поэтому использовать пробуксовку как предохранительное средство не рекомендуется;

- отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи;

- равномерность вращения, что удобно для приборов;

- возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа, причем на ходу, без остановки передачи.

Недостатки фрикционных передач:

- непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания;

- незначительная передаваемая мощность (открытые передачи - до 10-20 кВт; закрытые - до 200-300 кВт);

- для открытых передач сравнительно низкий КПД;

- большое и неравномерное изнашивание катков при буксовании;

- необходимость применения опор валов специальной конструкции с прижимными устройствами (это делает передачу громоздкой);

- для силовых открытых передач незначительная окружная скорость ( 7 - 10 м/с);

- большие нагрузки на валы и подшипники от прижимной силы , что увеличивает их размеры и делает передачу громоздкой. Этот недостаток ограничивает величину передаваемой мощности;

- большие потери на трение.

16). Расчет на прочность фрикционных передач

Условие для предотвращения усталостного выкрашивания (или условие прочности):

,

где -- допустимое контактное напряжение для материала катков. На основании опытов допускаемые напряжения рекомендуют принимать в этом случае при 107циклов и постоянной работе = 1000...1200 МПа.

Наибольшие контактные напряжения определяют по формуле Герца:

,

где q -- нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий (для цилиндрических катков ); -- приведенный модуль упругости; Е1 и Е2 -- модули упругости материалов ведущего и ведомого катков; -- приведенный радиус кривизны цилиндрических катков; R1 и R2 -- радиусы катков (равны и ).

При перекатывании катка, имеющего радиус R, внутри катка (кольца) радиуса R2 приведенный радиус кривизны (внутреннее зацепление).

Формула применима для фрикционных передач из материалов, деформации которых отвечают закону Гука.

17). Зубчатые передачи. Назначение. Классификация

Зубчатой передачей называется механизм, служащий для передачи вращательного движения с одного вала на другой и изменения частоты вращения посредством зубчатых колес и реек.

Зубчатое колесо, сидящее на передающем вращение валу, называется ведущим, а на получающем вращение -- ведомым. Меньшее из двух колес сопряженной пары называют шестерней; большее -- колесом; термин «зубчатое колесо» относится к обеим деталям передачи.

Зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид передач в современном машиностроении. Они очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать любую мощность (до 36 тыс. кВт).

К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубчатых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.

Зубчатые передачи классифицируются по признакам, приведенным ниже.

1. По взаимному расположению осей колес: с параллельными осями (цилиндрическая передача -- рис. 172, I--IV); с пересекающимися осями (коническая передача -- рис. 172, V, VI); со скрещивающимися осями (винтовая передача -- рис. 172, VII; червячная передача -- рис. 172, VIII).

2. В зависимости от относительного вращения колес и расположения зубьев различают передачи с внешним и внутренним зацеплением. В первом случае (рис. 172, I--III) вращение колес происходит в противоположных направлениях, во втором (рис. 172, IV) -- в одном направлении. Реечная передача (рис. 172, IX) служит для преобразования вращательного движения в поступательное.

3. По форме профиля различают зубья эвольвентные (рис. 172, I, II) и неэвольвентные, например цилиндрическая передача Новикова, зубья колес которой очерчены дугами окружности.

4. В зависимости от расположения теоретической линии зуба различают колеса с прямыми зубьями (рис. 173, I), косыми (рис. 173, II), шевронными (рис. 173, III) и винтовыми (рис. 173, IV). В непрямозубых передачах возрастает плавность работы, уменьшается износ и шум. Благодаря этому непрямозубые передачи большей частью применяют в установках, требующих высоких окружных скоростей и передачи больших мощностей.

5. По конструктивному оформлению различают закрытые передачи, размещенные в специальном непроницаемом корпусе и обеспеченные постоянной смазкой из масляной ванны, и открытые, работающие без смазки или периодически смазываемые консистентными смазками (рис. 174).

6. По величине окружной скорости различают: тихоходные передачи (v равной до 3 м/с), среднескоростные (v равной от 3... 15 м/с) и быстроходные (v более 15 м/с).

18). Геометрическая характеристика зубчатых передач

Основные параметры зубчатых колес:

1. Делительными окружностями пары зубчатых колес называются соприкасающиеся окружности, катящиеся одна по другой без скольжения. Эти окружности, находясь в зацеплении (в передаче), являются сопряженными. На чертежах диаметр делительной окружности обозначают буквой d.

2. Окружной шаг зубьев Рt -- расстояние (мм) между одноименными профильными поверхностями соседних зубьев. Шаг зубьев, как нетрудно представить, равен делительной окружности, разделенной на число зубьев z.

3. Длина делительной окружности. Модуль. Длину делительной окружности можно выразить через диаметр и число зубьев: Пd = Pt * r. Отсюда диаметр делительной окружности d = (Рt * z)/П.

Отношение Pt/П называется модулем зубчатого зацепления и обозначается буквой т. Тогда диаметр делительной окружности можно выразить через модуль и число зубьев d = m * z. Отсюда m = d/z.

Значение модулей для всех передач -- величина стандартизированная.

Для понимания зависимости между величинами Рt т и d приведена схема на рис. 178, II, где условно показано размещение всех зубьев 2 колеса по диаметру ее делительной окружности в виде зубчатой рейки.

4. Высота делительной головки зуба ha -- расстояние между делительной окружностью колеса и окружностью вершин зубьев.

5. Высота делительной ножки зуба hf -- расстояние между делительной окружностью колеса и окружностью впадин.

6. Высота зуба h -- расстояние между окружностями вершин зубьев и впадин цилиндрического зубчатого колеса h = ha+ hf..

7. Диаметр окружности вершин зубьев da -- диаметр окружности, ограничивающей вершины головок зубьев.

8. Диаметр окружности впадин зубьев df -- диаметр окружности, проходящей через основания впадин зубьев.

При конструировании механизма конструктор рассчитывает величину модуля т для зубчатой передачи и, округлив, подбирает модуль по таблице стандартизированных величин. Затем он определяет величины остальных геометрических элементов зубчатого колеса.

19). Силы в прямозубой зубчатой передаче

Ft=Fn*cosdw-окружная сила(тангенциальная)

Fr=Ft*tgdw - радиальная сила

Fn=Ft/cosdw - Нормальная сила

Размещено на Allbest.ru

...