Основы конструирования машин и механизмов

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВОПРОСЫ

1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ КУРСА

2. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ И ЭТАПЫ РАЗРАБОТКИ МАШИН

2.1 ТРЕБОВАНИЯ К МАШИНАМ И КРИТЕРИИ ИХ КАЧЕСТВА

2.2 УСЛОВИЯ НОРМАЛЬНОЙ РАБОТЫ ДЕТАЛЕЙ И МАШИН

2.3 ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЧНОСТНЫХ РАСЧЁТОВ

3. КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

4. ПЕРЕДАЧИ

4.1 ПЕРЕДАЧИ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ

4.1.1 ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.1.2 ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.1.3 ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.1.4 ЗАЦЕПЛЕНИЯ НОВИКОВА

4.1.5 КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.1.6 ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.2 ПЕРЕДАЧИ ТРЕНИЕМ (сцеплением)

4.2.1 ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.2.2 РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

5. ВАЛЫ И ОСИ

6. ОПОРЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ - ПОДШИПНИКИ

6.1 ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

6.2 ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

7. МУФТЫ

7.1 ЖЁСТКИЕ МУФТЫ

7.2 КОМПЕНСИРУЮЩИЕ МУФТЫ

7.3 ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ

7.4 УПРУГИЕ МУФТЫ

7.5 ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ

8. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

8.1 НЕРАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.1.1 СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.1.2 ЗАКЛЁПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.2 РАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.2.1 РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.2.2 ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.2.3 ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.2.4 ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

9. УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ В МАШИНАХ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

Определим базовые понятия по степени сложности.

ДЕТАЛЬ - (франц. detail - кусочек) - изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций.

ЗВЕНО - группа деталей, образующая подвижную или неподвижную относительно друг друга механическую систему тел.

СБОРОЧНАЯ ЕДИНИЦА - изделие, составные части которого подлежат соединению на предприятии-изготовителе посредством сборочных операций.

УЗЕЛ - законченная сборочная единица, состоящая из деталей общего функционального назначения.

МЕХАНИЗМ - система деталей, предназначенная для передачи и преобразования движения.

АППАРАТ - (лат. apparatus - часть) прибор, техническое устройство, приспособление, обычно некая автономно-функциональная часть более сложной системы.

АГРЕГАТ - (лат. aggrego - присоединять) унифицированный функциональный узел, обладающий полной взаимозаменяемостью.

МАШИНА - (греч. "махина" - огромная, грозная) система деталей, совершающая механическое движение для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения труда. Машина характерна наличием источника энергии и требует присутствия оператора для своего управления «всякая машина состоит из двигательного, передаточного и исполнительного механизмов».

АВТОМАТ - (греч. "аутомотос" - самодвижущийся) машина, работающая по заданной программе без оператора.

РОБОТ - (чешск. robot - работник) машина, имеющая систему управления, позволяющую ей самостоятельно принимать исполнительские решения в заданном диапазоне.

Процесс разработки машин имеет сложную, разветвлённую неоднозначную структуру и обычно называется широким термином ПРОЕКТИРОВАНИЕ - создание прообраза объекта, представляющего в общих чертах его основные параметры. Под КОНСТРУИРОВАНИЕМ некоторые авторы понимают весь процесс от идеи до изготовления машин, некоторые - лишь завершающую стадию его подготовки. Но в любом случае цель и конечный результат конструирования - создание рабочей документации по госту, по которой можно без участия разработчика изготавливать, эксплуатировать, контролировать и ремонтировать изделие.

При проектировании требуются знание базовых понятий:

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ - документ, составляемый совместно заказчиком и разработчиком, содержащий общее представление о назначении, технических характеристиках и принципиальном устройстве будущего изделия.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ - дополнительные или уточнённые требования к изделию, которые не могли быть указаны в техническом задании (ГОСТ 2.118-73).

ТВОРЧЕСТВО - специфическая материальная или духовная деятельность, порождающая нечто новое или новую комбинацию известного.

ИЗОБРЕТЕНИЕ - новое решение технической задачи, дающее положительный эффект.

ЭСКИЗИРОВАНИЕ - процесс создания эскиза (франц. es quisse - из размышлений), предварительного рисунка или наброска, фиксирующего замысел и содержащего основные очертания создаваемого объекта.

КОМПОНОВКА - расположение основных деталей, узлов, сборочных единиц будущего объекта.

РАСЧЁТ - численное определение усилий, напряжений и деформаций в деталях, установление условий их нормальной работы; выполняется по мере необходимости на каждом этапе конструирования.

ЧЕРТЁЖ - точное графическое изображение объекта, содержащее полную информацию об его форме, размерах и основных технических условиях изготовления.

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА - текстовый документ (ГОСТ 2.102-68), содержащий описание устройства и принципа действия изделия, а также технические характеристики, экономическое обоснование, расчёты, указания по подготовке изделия к эксплуатации.

СПЕЦИФИКАЦИЯ - текстовый табличный документ, определяющий состав изделия (ГОСТ 2.102-68).

ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ - первый этап проектирования (ГОСТ 2.119-73), когда устанавливаются принципиальные конструктивные и схемные решения, дающие общие представления об устройстве и работе изделия.

ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ - заключительный этап проектирования (ГОСТ 2.120-73), когда выявляются окончательные технические решения, дающие полное представление об изделии.

РАБОЧИЙ ПРОЕКТ - полный комплект рабочей документации (текстовой и графической ГОСТ 2.102-68; 2.106-68), в которой содержится полная информация о конструкции, изготовлении, эксплуатации и ремонте машины.

2. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ И ЭТАПЫ РАЗРАБОТКИ МАШИН

Машины, как и другие изделия, изготавливаются только по проекту, который представляет совокупность графических и текстовых документов. Правила и порядок разработки, оформления и обращения этих документов устанавливается комплексом стандартов - Единой системой конструкторской документации (ЕСКД), разработанной в 70-е годы XXв.

Проектирование машин выполняют в несколько стадий, установленных ГОСТ 2.103-68. Для единичного производства это:

Разработка технического предложения, эскизного проекта , технического проекта, документации для изготовления изделия, корректировка документации по результатам изготовления и испытания изделия.

Стадии проектирования при серийном производстве требует корректировки документации несколько раз: начиная с опытного экземпляра, затем для опытной партии, затем по результатам изготовления до испытаний первой промышленной партии.

В любом случае, приступая к каждому этапу конструирования, как и вообще к любой работе, необходимо чётко обозначить три позиции:

Исходные данные - любые объекты и информация, относящиеся к делу ("что мы имеем?").

Цель - ожидаемые результаты, величины, документы, объекты ("что мы хотим получить?").

Средства достижения цели - методики проектирования, расчётные формулы, инструментальные средства, источники энергии и информации, конструкторские навыки, опыт ("что и как делать?").

(Теоретически заказчик должен составить и выдать разработчику Техническое Задание - документ, в котором грамотно и чётко обозначены все технические, эксплуатационные и экономические параметры будущего изделия). Но, к счастью, этого не происходит, поскольку заказчик поглощён своими ведомственными задачами, а, главное, не имеет достаточных навыков проектирования. Таким образом, инженер не остаётся без работы.

Работа начинается с того, что заказчик и исполнитель совместно составляют (и подписывают) Техническое Задание. При этом исполнитель должен получить максимум информации о потребностях, пожеланиях, технических и финансовых возможностях заказчика, обязательных, предпочтительных и желательных свойствах будущего изделия, особенностях его эксплуатации, условиях ремонта, возможном рынке сбыта.

Тщательный анализ этой информации позволит проектировщику правильно выстроить логическую цепочку "Задание - Цель - Средства" и максимально эффективно выполнить проект.

Разработка Технического Предложения начинается с изучения Технического Задания. Выясняются назначение, принцип устройства и способы соединения основных сборочных единиц и деталей. Всё это сопровождается анализом научно-технической информации об аналогичных конструкциях. Выполняются кинематический расчёт, проектировочные расчёты на прочность, жёсткость, износостойкость и по критериям работоспособности. Из каталогов предварительно выбираются все стандартные изделия - подшипники, муфты и т.п. Выполняются первые эскизы, которые постепенно уточняются. Необходимо стремиться к максимальной компактности расположения и удобства монтажа-демонтажа деталей.

На стадии Эскизного Проекта выполняются уточнённые и проверочные расчёты деталей, чертежи изделия в основных проекциях, прорабатывается конструкция деталей с целью их максимальной технологичности, выбираются сопряжения деталей, прорабатывается возможность сборки-разборки и регулировки узлов, выбирается система смазки и уплотнения. Эскизный проект должен быть рассмотрен и утверждён, после чего он становится основой для Технического Проекта. При необходимости изготавливаются и испытываются макеты изделия.

Технический Проект должен обязательно содержать чертёж общего вида, ведомость технического проекта и пояснительную записку. Чертёж общего вида по ГОСТ 2.119-73 должен дать сведения о конструкции, взаимодействии основных частей, эксплуатационно-технических характеристиках и принципах работы изделия. Ведомость Технического Проекта и Пояснительная Записка, как и все текстовые документы должны содержать исчерпывающую информацию о конструкции, изготовлении, эксплуатации и ремонте изделия. Они оформляются в строгом соответствии с нормами и правилами ЕСКД (ГОСТ 2.104-68; 2.105-79; 2.106-68).

Таким образом, проект приобретает окончательный вид - чертежей и пояснительной записки с расчётами, называемыми рабочей документацией.

2.1 ТРЕБОВАНИЯ К МАШИНАМ И КРИТЕРИИ ИХ КАЧЕСТВА

Поскольку человеку свойственно хотеть всего и сразу, то требования к машинам многообразны и часто противоречивы, однако их можно условно разделить на основные взаимосвязанные группы: технологические требования;

экономические требования; эксплуатационные требования.

Однако известно, что полное удовлетворение всех требований - абсолютно невыполнимая задача, поэтому всегда приходится идти на компромисс, обозначая главные требования и обеспечивая соответствующие им критерии качества. Отметим поэтому лишь основные требования к деталям и машинам.

ТЕХНОЛОГИЧНОСТЬ - изготовление изделия при минимальных затратах труда, времени и средств при полном соответствии своему назначению.

ЭКОНОМИЧНОСТЬ - минимальная стоимость производства и эксплуатации.

РАБОТОСПОСОБНОСТЬ - состояние объекта, при котором он способен выполнять заданные функции.

НАДЁЖНОСТЬ - свойство объекта сохранять во времени способность к выполнению заданных функций

Основными критериями качества машин считают:

МОЩНОСТЬ - скорость преобразования энергии;

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ - объём работы (продукции, информации), выполняемой в единицу времени;

КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ - доля дошедшей до потребителя энергии (мощности);

ГАБАРИТЫ - предельные размеры;

ЭНЕРГОЁМКОСТЬ - расход топлива или электричества отнесённый к объёму работы (пройденному расстоянию, произведённой продукции);

МАТЕРИАЛОЁМКОСТЬ - количество конструкционного материала машины, обычно отнесённого к единице мощности;

ТОЧНОСТЬ - способность максимально соответствовать заданному положению (скорости и т.п.);

ПЛАВНОСТЬ ХОДА - минимальные ускорения при работе машины.

2.2 УСЛОВИЯ НОРМАЛЬНОЙ РАБОТЫ ДЕТАЛЕЙ И МАШИН

Успешная работа деталей и машин заключается в обеспечении работоспособности и надёжности.

РАБОТОСПОСОБНОСТЬ деталей и машин определяется как свойство выполнять свои функции с заданными показателями и характеризуется следующими критериями:

прочность - способность детали сопротивляться разрушению или необратимому изменению формы (деформации);

жесткость - способность детали сопротивляться любой деформации;

износостойкость- способность сохранять первоначальную форму своей поверхности, сопротивляясь износу;

теплостойкость- способность сохранять свои свойства при действии высоких температур;

виброустойчивость - способность работать в нужном диапазоне режимов без недопустимых колебаний.

НАДЁЖНОСТЬ определяется как свойство детали и машины выполнять свои функции, сохраняя заданные показатели в течение заданного времени и, по существу, выражает собой перспективы сохранения работоспособности [30, 33].

Критерии надежности:

безотказность- способность сохранять свои эксплуатационные показатели в течение заданной наработки без вынужденных перерывов.

долговечность - способность сохранять заданные показатели до предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонтов и технического обслуживания.

ремонтопригодность - приспособленность изделия к предупреждению, обнаружению и устранению отказов и неисправностей посредством техобслуживания и ремонта.

сохраняемость- способность сохранять требуемые эксплуатационные показатели после установленного срока хранения и транспортирования.

Надёжность трудно рассчитать количественно, она обычно оценивается как вероятность безотказной работы на основании статистики эксплуатации группы идентичных машин.

При всей значимости всех описанных критериев, нетрудно заметить, что ПРОЧНОСТЬ является важнейшим критерием (одним из главных) работоспособности и надежности.

Невыполнение условия прочности автоматически делает бессмысленными все другие требования и критерии качества машин.

2.3 ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЧНОСТНЫХ РАСЧЁТОВ

Все этапы проектирования, каждый шаг конструктора сопровождается расчётами. Это естественно, т.к. грамотно выполненный расчёт намного проще и в сотни раз дешевле экспериментальных испытаний.

Чаще всего это расчёт на прочность .

Различают проектировочные и проверочные расчёты.

Проектировочный расчёт выполняется, когда по ожидаемым нагрузкам, с учётом свойств материала определяются геометрические параметры деталей.

Проверочный расчёт выполняют, когда известна вся "геометрия" детали и максимальные нагрузки, а с учётом свойств материала определяются максимальные напряжения, которые должны быть меньше допускаемых.

Несмотря на такие "провокационные" названия, следует помнить, что оба этих вида расчётов всегда сопутствуют друг другу и выполняются на стадии проектирования деталей и машин.

Математическая формулировка условия прочности любой детали очень проста:

Или, говоря техническим языком:

В качестве допускаемых нельзя назначать предельные напряжения, при которых наступает разрушение материала.

Допускаемые напряжения следует принимать меньше предельных, "с запасом":

[у] = у_пред. / n,

где n - коэффициент запаса (обычно 1,2 ? n ? 2,5) .

В разных обстоятельствах коэффициент запаса может быть либо задан заказчиком, либо выбран из справочных нормативов, либо вычислен с учётом точности определения нагрузок, однородности материала и специфических требований к надёжности машин.

Выполнение всех видов прочностных расчётов для каждой детали займёт очень много времени. Поэтому инженер должен сначала изучить опыт эксплуатации типовых деталей и машин. Следует обратить внимание на то, какой вид поломок встречается чаще всего. Именно по этому виду поломок, точнее по вызывающим их напряжениям, следует выполнять предварительно проектировочный расчёт. По его результатам строится форма детали, а проверочный расчёт выполняется по напряжениям, вызывающим менее опасные дефекты.

3. КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

Не существует абсолютной, полной и завершённой классификации всех существующих деталей машин, т.к. конструкции их многообразны и, к тому же, постоянно разрабатываются новые.

Для ориентирования в бесконечном многообразии детали машин классифицируют на типовые группы по характеру их использования.

ПЕРЕДАЧИ передают движение от источника к потребителю.

ВАЛЫ и ОСИ несут на себе вращающиеся детали передач.

ОПОРЫ служат для установки валов и осей.

МУФТЫ соединяют между собой валы и передают вращающий момент.

СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ (СОЕДИНЕНИЯ) соединяют детали между собой.

УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ смягчают вибрацию и удары, накапливают энергию, обеспечивают постоянное сжатие деталей.

КОРПУСНЫЕ ДЕТАЛИ организуют внутри себя пространство для размещения всех остальных деталей, обеспечивают их защиту.

Рамки учебного курса не позволяют изучить все разновидности деталей машин и все нюансы проектирования. Однако знание, по крайней мере, типовых деталей и общих принципов конструирования машин даёт инженеру надёжный фундамент и мощный инструмент для выполнения проектных работ практически любой сложности.

4. ПЕРЕДАЧИ

Механическими передачами или просто передачами называются механизмы, которые преобразуют параметры движения от двигателя к исполнительным органам машины.

Механическая энергия передаётся, как правило, с преобразованием скоростей и вращающих моментов, а иногда с преобразованием вида и закона движения.

Передачи по принципу работы разделяются на:

Передачи зацеплением:с непосредственным контактом (зубчатые, конические и червячные);с гибкой связью (цепные, зубчато-ременные).

Передачи трением сцеплением трущихся поверхностей:с непосредственным контактом поверхностей (фрикционные);с гибкой связью (ременные).

4.1 ПЕРЕДАЧИ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ

Передают движение с помощью последовательно зацепляющихся зубьев .

4.1.1 ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают вращающий момент между параллельными валами.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.

Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.

Выбор параметров цилиндрических зубчатых передач обусловлен конструктивными и технологическими условиями.

Передаточное отношение U определяется соотношением угловых скоростей (щ) или частот вращения (n) ведомого и ведущего колёс U = щ₁ / щ₂ = n₁ / n₂.

Здесь и далее индексы 1 и 2 расставлены в порядке передачи механической энергии 1- ведущее (шестерня), 2- ведомое (колесо). Учитывая, что в зацепление входят колёса с одинаковым модулем (ГОСТ 9563-60), можно задавшись числом зубьев шестерни Z₁ найти число зубьев колеса

Z₂ = U * Z₁.

Передаточное число U ограничено габаритами зубчатой передачи.

Его рекомендуется принимать в диапазоне от 2 до 6. Нормальный ряд значений U стандартизирован в ГОСТ 2185-66.

Ширина колеса задаётся обычно коэффициентом ширины ?_a= b / A_w , где b - ширина венца; A_w - межосевое расстояние (ГОСТ 2185-66).

Критерии расчёта эвольвентных зубьев

Поскольку колёса в зацеплении взаимодействуют своими зубьями, то весьма часто в эксплуатации наблюдаются различные повреждения их рабочих поверхностей.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Усталостное выкрашивание является наиболее серьёзным и распространённым дефектом поверхности зубьев даже для закрытых хорошо смазываемых и защищённых от загрязнения передач.

На рабочих поверхностях появляются небольшие углубления, которые затем превращаются в раковины. Выкрашивание носит усталостный характер и вызвано контактными напряжениями. Выкрашивание приводит к повышению контактного давления и нарушению работы передачи. В открытых передачах поверхностные слои истираются раньше, чем в них появляются усталостные трещины, поэтому выкрашивание появляется весьма редко.

Для предупреждения выкрашивания необходимо повышать твёрдость материала термообработкой либо повышать степень точности передачи, а также правильно назначать размеры из расчёта на усталость по контактным напряжениям.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Абразивный износ является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. Это, в первую очередь, открытые передачи, а также закрытые, но находящиеся в засорённой среде: в горных, дорожных, строительных, транспортных машинах. У изношенных передач повышаются зазоры в зацеплении и, как следствие, усиливаются шум, вибрация, динамические перегрузки; искажается форма зуба; уменьшаются размеры поперечного сечения, а значит и прочность зуба. Основные меры предупреждения износа - повышение твёрдости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел. В расчёте на контактную выносливость абразивный износ учитывается занижением допускаемых контактных напряжений.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Заедание происходит в высоконагруженных и высокоскоростных передачах. В месте контакта зубьев возникает повышенная температура, приводящая к молекулярному сцеплению металла с последующим отрывом. Вырванные частицы затем царапают трущиеся поверхности.

Обычно заедания происходят вследствие выдавливания масляной плёнки между зубьев при совместном действии высоких давлений и скоростей.

Меры предупреждения здесь те же, что и при абразивном износе. Рекомендуется также фланкирование зубьев, правильный выбор сорта масла и его охлаждение.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Другой, реже встречающийся, но не менее опасный вид поломок - излом зуба. Такая поломка связана с напряжениями изгиба. Излом зуба может привести к весьма тяжким последствиям вплоть до разрушения валов и подшипников, а иногда и всего механизма. Для предупреждения излома проводится расчёт зуба по напряжениям изгиба. Такой расчёт для закрытых передач выполняется в качестве проверочного после расчёта на контактные напряжения. Для открытых передач, где высока вероятность случайных перегрузок, этот расчёт выполняется как проектировочный.

Усталостное выкрашивание, абразивный износ и заедание обусловлены поверхностной прочностью, а излом - объёмной прочностью зубьев.

Поскольку поверхностные повреждения - главный вид поломок для закрытых передач, то расчёт на контактную выносливость выполняют в качестве проектировочного; расчёт на изгиб - в качестве проверочного. Для открытых передач всё наоборот, т.к. режим работы временный или даже разовый, а перегрузки значительные.

Для выполнения расчётов на поверхностную и объёмную прочность рассмотрим силы в зубчатом зацеплении.

ВАЛЫ И ОСИ

Колёса передач установлены на специальных продолговатых деталях круглого сечения. Среди таких деталей различают оси и валы.

Ось - деталь, служащая для удержания колёс и центрирования их вращения. Вал - ось, передающая вращающий момент.

Не следует путать понятия "ось колеса", это деталь и "ось вращения", это геометрическая линия центров вращения.

Формы валов и осей весьма многообразны от простейших цилиндров до сложных коленчатых конструкций. Известны конструкции гибких валов, которые предложил шведский инженер Карл де Лаваль ещё в 1889 г.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Форма вала определяется распределением изгибающих и крутящих моментов по его длине. Правильно спроектированный вал представляет собой балку равного сопротивления.

Валы и оси вращаются, а следовательно, испытывают знакопеременные нагрузки, напряжения и деформации. Поэтому поломки валов и осей имеют усталостный характер.



Причины поломок валов и осей прослеживаются на всех этапах их "жизни".

1. На стадии проектирования - неверный выбор формы, неверная оценка концентраторов напряжений.

2. На стадии изготовления - надрезы, забоины, вмятины от небрежного обращения.

3. На стадии эксплуатации - неверная регулировка подшипниковых узлов.

Для работоспособности вала или оси необходимо обеспечить:

объёмную прочность (способность сопротивляться M_изг и М_крут);

поверхностную прочность (особенно в местах соединения с другими деталями);

жёсткость на изгиб;

крутильную жёсткость (особенно для длинных валов).

Все валы в обязательном порядке рассчитывают на объёмную прочность.

Схемы нагружения валов и осей зависят от количества и места установки на них вращающихся деталей и направления действия сил. При сложном нагружении выбирают две ортогональные плоскости (например, фронтальную и горизонтальную) и рассматривают схему в каждой плоскости. Рассчитываются, конечно, не реальные конструкции, а упрощённые расчётные модели, представляющие собой балки на шарнирных опорах, балки с заделкой и даже статически неопределимые задачи.

При составлении расчётной схемы валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах. При выборе типа опоры полагают, что деформации валов малы и, если подшипник допускает хотя бы небольшой наклон или перемещение цапфы, его считают шарнирно-неподвижной или шарнирно-подвижной опорой. Подшипники скольжения или качения, воспринимающие одновременно радиальные и осевые усилия, рассматривают как шарнирно-неподвижные опоры, а подшипники, воспринимающие только радиальные усилия, - как шарнирно-подвижные.

Такие задачи хорошо известны студентам из курсов теоретической механики (статики) и сопротивления материалов.

Расчёт вала на объёмную прочность выполняют в три этапа.

I. Предварительный расчёт валов

Выполняется на стадии проработки Технического Задания, когда известны только вращающие моменты на всех валах машины. При этом считается, что вал испытывает только касательные напряжения кручения

t_кр = М_вр / W_p Ј [t]_кр,

где W_p - полярный момент сопротивления сечения.

Для круглого сечения: W_p = pd³/16, [t]_кр = 15 ё--20 Н/мм².

Условие прочности по напряжениям кручения удобно решать относительно диаметра вала

.

Это - минимальный диаметр вала. На всех других участках вала он может быть только больше. Вычисленный минимальный диаметр вала округляется до ближайшего большего из нормального ряда. Этот диаметр является исходным для дальнейшего проектирования.

II. Уточнённый расчёт валов

На данном этапе учитывает не только вращающий, но и изгибающие моменты. Выполняется на этапе эскизной компоновки, когда предварительно выбраны подшипники, известна длина всех участков вала, известно положение всех колёс на валу, рассчитаны силы, действующие на вал.

Чертятся расчётные схемы вала в двух плоскостях. По известным силам в зубчатых передачах и расстояниям до опор строятся эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и фронтальной плоскостях. Затем вычисляется суммарный изгибающий момент

Далее рассчитывается и строится эпюра эквивалентного "изгибающе-вращающего" момента

где б = 0,75 или 1 в зависимости от принятой энергетической теории прочности [5], принимаемый большинством авторов равным 1.

Вычисляется эквивалентное напряжение от совместного действия изгиба и кручения ?_экв = М_экв / W_p.

Уравнение также решается относительно минимального диаметра вала

Или то же самое для сравнения с допускаемыми нормальными напряжениями:

Полученный в уточнённом расчёте минимальный диаметр вала принимается окончательно для дальнейшего проектирования.

III. Расчёт вала на выносливость

Выполняется как проверочный на стадии рабочего проектирования, когда практически готов рабочий чертёж вала, т.е. известна его точная форма, размеры и все концентраторы напряжений: шпоночные пазы, кольцевые канавки, сквозные и глухие отверстия, посадки с натягом, галтели (плавные, скруглённые переходы диаметров).

При расчёте полагается, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения - по отнулевому пульсирующему циклу.

Проверочный расчёт вала на выносливость по существу сводится к определению фактического коэффициента запаса прочности n, который сравнивается с допускаемым

Здесь n_? и n_? - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

где ?_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным циклом; k_у и k_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, учитывающие галтели, шпоночные канавки, прессовые посадки и резьбу; е_б и е_ф - масштабные коэффициенты диаметра вала; ?_a и ф_a - амплитудные значения напряжений; ?_m и ф_m - средние напряжения цикла (?_m= 0, ф_m= ф_a); ш_у и ш_ф - коэффициенты влияния среднего напряжения цикла на усталостную прочность зависят от типа стали.

Вычисление коэффициентов запаса прочности по напряжениям подробно излагалось в курсе "Сопротивление материалов", в разделе "Циклическое напряжённое состояние".

Если коэффициент запаса оказывается меньше требуемого, то сопротивление усталости можно существенно повысить, применив поверхностное упрочнение: азотирование, поверхностную закалку токами высокой частоты, дробеструйный наклёп, обкатку роликами и т.д. При этом можно получить увеличение предела выносливости до 50% и более.

Силы в зубчатом зацеплении

Размещено на http://www.allbest.ru/

Фактически, движение передаётся зубчатым зацеплением посредством силы нормального давления в точке контакта зубьев F_n , которая определяется, как интеграл от контактных напряжений ?_к по всей площади S контакта зубьев F_n = ?_s(?_к) dS.

Однако этот интеграл вычислить практически невозможно, т.к. неизвестен точный вид функции ?_к.

Используют другой приём: ещё неизвестную силу нормального давления F_n сначала раскладывают на три ортогональных проекции:

осевую силу F_a , направленную параллельно оси колеса;

и радиальную силу F_r , направленную по радиусу к центру колеса;

и окружную силу F_t , направленную касательно к делительной окружности.

Легче всего вычислить силу F_t , зная передаваемый вращающий момент М_вр и делительный диаметр d_w

F_t = 2M_Вр / d_w.

Радиальная сила вычисляется, зная угол зацепления ?_w

F_r = F_t tga_w.

Осевая сила вычисляется через окружную силу и угол наклона зубьев b

F_a = F_t tgb.

Наконец, если необходимо, зная все проекции, можно вычислить и модуль нормальной силы F_n = (F_a² + F_r² + F_t²)^Ѕ = F_t /(cosб_w cosв).

Нормальная сила распределена по длине контактной линии, поэтому, зная длину l_? контактной линии, можно вычислить удельную погонную нормальную нагрузку

q_n = F_n / l_У ? F_t /(b е_бk_е cosб_w cosв),

где e_a - коэффициент перекрытия, k_? - отношение минимальной длины контактной линии к средней.

Для двух цилиндрических колёс в зацеплении одноимённые силы равны, но противоположны. Окружная сила для шестерни противоположна направлению вращения, окружная сила для колеса направлена в сторону вращения.

Расчёт зубьев на контактную выносливость

Размещено на http://www.allbest.ru/

Аналитическими методами теории прочности можно получить точное решение для вычисления напряжений в контакте двух эвольвентных профилей. Однако это слишком усложнит задачу, поэтому на малой площадке контакта геометрия эвольвентных профилей корректно подменяется контактом двух цилиндров. Для этого случая используют формулу Герца-Беляева:

Здесь Е_пр - приведённый модуль упругости материалов шестерни и колеса

Е_пр = 2 Е₁ Е₂ / ( Е₁ + Е₂),

r_пр - приведённый радиус кривизны зубьев

1/r_пр = 1/r₁ ± 1/r₂, r_1,2 = 0,5d_{W 1,2} sin a_W ,

n - коэффициент Пуассона, q_n - удельная погонная нормальная нагрузка, [s]_H^E - допускаемые контактные напряжения с учётом фактических условий работы.

Расчёт зубьев на контактную выносливость для закрытых передач (длительно работают на постоянных режимах без перегрузок) выполняют как проектировочный. В расчёте задаются передаточным отношением, которое зависит от делительных диаметров и определяют межосевое расстояние А_w (или модуль m), а через него и все геометрические параметры зубьев. Для открытых передач контактные дефекты не характерны и этот расчёт выполняют, как проверочный, вычисляя контактные напряжения и сравнивая их с допускаемыми.

Расчёт зубьев на изгиб

Зуб представляют как консольную балку переменного сечения, нагруженную окружной и радиальной силами (изгибом от осевой силы пренебрегают). При этом окружная сила стремится изогнуть зуб, вызывая максимальные напряжения изгиба в опасном корневом сечении, а радиальная сила сжимает зуб, немного облегчая его напряжённое состояние.

s_A = s_{изг А} - s_{сжатия А}.

Напряжения сжатия вычитаются из напряжений изгиба. Учитывая, что напряжения изгиба в консольной балке равны частному от деления изгибающего момента M_изг на момент сопротивления корневого сечения зуба W, а напряжения сжатия это сила F_r, делённая на площадь корневого сечения зуба, получаем:

.

Здесь b - ширина зуба, m - модуль зацепления, Y_H - коэффициент прочности зуба.

Иногда используют понятие коэффициента формы зуба Y_FH = 1 / Y_H.

Таким образом, получаем в окончательном виде условие прочности зуба на изгиб : s_A = q_n Y_H / m ? [s]_F^E . Полученное уравнение решают, задавшись свойствами выбранного материала.

Допускаемые напряжения на изгиб (индекс F) и контактные (индекс H) зависят от свойств материала, направления приложенной нагрузки и числа циклов наработки передачи [s]_F^E = [s]_F K_F K_FC / S_F; [s]_H^E = [s]_H K_H / S_H.

Здесь [s]_F и [s ]_H - соответственно пределы изгибной и контактной выносливости; S_F и S_H - коэффициенты безопасности, зависящие от термообработки материалов; K_FC учитывает влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивных передач; K_F и K_H - коэффициенты долговечности, зависящие от соотношения фактического и базового числа циклов наработки. Фактическое число циклов наработки находится произведением частоты вращения колеса и срока его службы в минутах. Базовые числа циклов напряжений зависят от материала и термообработки зубьев.

Пример расчёта зубьев на контактную выносливость и на изгиб детально изложен в учебном пособии нашей кафедры [3].

Расчёт зубьев на изгиб для открытых передач (работают на неравномерных режимах с перегрузками) выполняют, как проектировочный. В расчёте задаются прочностными характеристиками материала и определяют модуль m, а через него и все геометрические параметры зубьев. Для закрытых передач излом зуба не характерен и этот расчёт выполняют, как проверочный, сравнивая изгибные напряжения с допускаемыми [42].

4.1.2 ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Планетарными называют передачи, имеющие зубчатые колёса с перемещающимися осями. Эти подвижные колёса подобно планетам Солнечной системы вращаются вокруг своих осей и одновременно перемещаются вместе с осями, совершая плоское движение, называются они сателлитами (лат. satellitum - спутник). Подвижные колёса катятся по центральным колёсам (их иногда называют солнечными колёсами), имея с ними внешнее, а с корончатым колесом внутреннее зацепление. Оси сателлитов закреплены в водиле и вращаются вместе с ним вокруг центральной оси.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Планетарные передачи имеют ряд преимуществ перед обычными:

+ большие передаточные отношения при малых габаритах и массе;

+ возможность сложения или разложения механической мощности;

+ лёгкое управление и регулирование скорости;

+ малый шум вследствие замыкания сил в механизме.

В планетарных передачах широко применяют внутреннее зубчатое зацепление с углом ?_w = 30^о.

Для обеспечения сборки планетарных передач необходимо соблюдать условие соосности (совпадение геометрических центров колёс); условие сборки (сумма зубьев центральных колёс кратна числу сателлитов) и соседства (вершины зубьев сателлитов не соприкасаются друг с другом).

Зубчатые колёса планетарных передач рассчитываются по тем же законам, что и колёса обычных цилиндрических передач.

4.1.3 ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Размещено на http://www.allbest.ru/

Представляют собой цилиндрические передачи, где одно из колёс имеет гибкий венец. Этот гибкий венец деформируется генератором волн специальной некруглой формы и входит в зацепление с центральным колесом в двух зонах [17].

Идея волновых передач заключается в наличии нескольких пар зацепления, которые ещё и перемещаются по окружности, за счёт чего достигается огромное передаточное отношение (обычно U 60 ? 300, известны конструкции с U > 1000). И это в одной ступени!

Принцип работы волновой передачи аналогичен работе планетарной передачи с внутренним зацеплением и деформируемым сателлитом.

Такая передача была запатентована американским инженером Массером в 1959 г.

Волновые передачи имеют меньшие массу и габариты, большую кинематическую точность, меньший мёртвый ход, высокую вибропрочность за счёт демпфирования (рассеяния энергии) колебаний, создают меньший шум.

При необходимости такие передачи позволяют передавать движение в герметичное пространство без применения уплотняющих сальников, что особенно ценно для авиационной, космической и подводной техники, а также для машин химической промышленности.

К недостаткам волновых передач относятся:

` ограниченные обороты ведущего вала (во избежание больших центробежных сил инерции некруглого генератора волн);

` мелкие модули зубьев (1,5 - 2 мм);

` практически индивидуальное, дорогостоящее, весьма трудоёмкое изготовление гибкого колеса и генератора.

Основные виды поломок волновых передач:

· разрушение подшипника генератора волн от нагрузки в зацеплении;

· проскакивание генератора волн при больших вращающих моментах, когда зубья на входе в зацепление упираются друг в друга вершинами;

· поломка гибкого колеса от трещин усталости (особенно при U < 80);

· износ зубьев на концах;

· пластические деформации боковых поверхностей зубьев при перегрузках.

Расчёт волновых зубчатых передач отличается от расчёта обычных зубчатых передач тем, что учитывается деформация гибкого венца и генератора [40].

За критерий работоспособности обычно принимают допускаемые напряжения смятия ; ,

где ?_d - коэффициент ширины гибкого венца; d - делительный диаметр гибкого венца.

4.1.4 ЗАЦЕПЛЕНИЯ НОВИКОВА

Итак, основной недостаток зубчатых передач с эвольвентным профилем (цилиндрических, конических, планетарных, волновых) - высокие контактные напряжения в зубьях. Они велики потому, что контактируют два зуба с выпуклыми профилями. При этом площадка контакта очень мала, а контактные напряжения соответственно высоки. Это обстоятельство сильно ограничивает "несущую способность" передач, т.е. не позволяет передавать большие вращающие моменты.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Решая проблемы проектирования тяжёлых тихоходных машин, таких как трактора и танки, М.Л. Новиков в 1954 году разработал зацепления, в которых выпуклые зубья шестерни зацепляются с вогнутыми зубьями колеса.

К тому же выпуклый и вогнутый профили (обычно круговые) имеют близкие по абсолютной величине радиусы кривизны. За счёт этого получается большая площадка контакта, контактные напряжения уменьшаются и появляется возможность передавать примерно в 1,4 ? 1,8 раза большие вращающие моменты.

К сожалению, при этом приходится пожертвовать основным достоинством эвольвентных зацеплений - качением профилей зубьев друг по другу и соответственно получить высокое трение в зубьях. Однако для тихоходных машин это не так важно.

Рабочие боковые поверхности зубьев представляют собой круговинтовые поверхности, поэтому передачи можно называть круговинтовыми. В дальнейшем был разработан вариант передачи с двумя линиями зацепления.

В ней зубья каждого колеса имеют вогнутые ножки и выпуклые головки. Передачи с двумя линиями зацепления обладают большей несущей способностью, менее чувствительны к смещению осей, работают с меньшим шумом и более технологичны. Эти передачи успешно применяются при малых числах зубьев (Z₁ < 10) и дают достаточную жёсткость шестерён при их большой относительной ширине.

Зацепления Новикова в редукторах применяют вместо перехода на колёса с твёрдыми поверхностями.

Расчёт передач Новикова на контактную прочность проводят на основе формулы Герца-Беляева, учитывая экспериментально установленный факт, что несущая способность передач при прочих равных условиях обратно пропорциональна синусу угла наклона зубьев. Кроме того, в расчёте немного завышаются допускаемые напряжения.

Передачи бывают однопарные, применяемые в редукторах общего назначения и многопарные, получаемые за счёт увеличения осевого размера и применяемые в прокатных станах, редукторах турбин и т.п.

4.1.5 КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают вращающий момент между валами с пересекающимися осями (чаще всего под углом 90⁰). Их зубья бывают прямыми, косыми, круговыми и обычно имеют эвольвентный профиль.

Размещено на http://www.allbest.ru/

И хотя, конические колёса сложнее цилиндрических как по своей геометрии, так и в изготовлении, принципы силового взаимодействия, условия работы, а следовательно, и методика расчёта аналогичны цилиндрическим.

Здесь мы рассмотрим только отличительные особенности расчёта конических колёс.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Сначала конструктор выбирает внешний окружной модуль m_te, из которого рассчитывается вся геометрия зацепления, в частности, нормальный модуль в середине зуба

m_nm= m_te (1 - 0,5 b/R_e),

где R_e - внешнее конусное расстояние.

Силы в конической передаче действуют аналогично цилиндрической, однако следует помнить, что из-за перпендикулярности осей радиальная сила на шестерне аналогична осевой силе для колеса и наоборот, а окружная сила при переходе от шестерни к колесу только меняет знак

; .

Прочностные расчёты конических колёс [45] проводят аналогично цилиндрическим, по той же методике [3]. Из условия контактной выносливости определяют внешний делительный диаметр d_we, из условия прочности на изгиб находят нормальный модуль в середине зуба m_nm. При этом в расчёт принимаются воображаемые эквивалентные колёса с числами зубьев Z_э1,2 =Z_1,2 / cos?_1,2 и диаметры d_э1,2 = m_te Z_1,2 / cos?_1,2. Здесь Z₁, Z₂, - фактические числа зубьев конических колёс. При этом числа Z_э1,2 могут быть дробными.

...