Основы конструирования машин и механизмов
Основные принципы и этапы разработки машин. Классификация деталей машин. Виды опор валов и осей – подшипников, критерии их работоспособности. Соединения деталей машин, достоинства и недостатки фрикционных передач. Принципы конструкции и работы муфт.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | учебное пособие |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 26.09.2017 |
| Размер файла | 4,0 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
В эквивалентных цилиндрических колёсах [32] диаметр начальной окружности и модуль соответствуют среднему сечению конического зуба, вместо межосевого расстояния берётся среднее конусное расстояние [45], а профили эквивалентных зубьев получают развёрткой дополнительного конуса на плоскость.
4.1.6 ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Червячная передача имеет перекрещивающиеся оси валов, обычно под углом 90?. Она состоит из червяка - винта с трапецеидальной резьбой и зубчатого червячного колеса с зубьями соответствующей специфической формы.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Движение в червячной передаче преобразуется по принцпу винтовой пары. Изобретателем червячных передач считают Архимеда.
Достоинства червячных передач:
+ большое передаточное отношение (до 80);
+ плавность и бесшумность хода.
В отличие от эвольвентных зацеплений, где преобладает контактное качение, виток червяка скользит по зубу колеса. Следовательно, червячные передачи имеют "по определению" один фундаментальный недостаток: высокое трение в зацеплении. Это ведёт к низкому КПД (на 20-30% ниже, чем у зубчатых), износу, нагреву и необходимости применять дорогие антифрикционные материалы.
Кроме того, помимо достоинств и недостатков, червячные передачи имеют важное свойство: движение передаётся только от червяка к колесу, а не наоборот. Никакой вращающий момент, приложенный к колесу, не заставит вращаться червяк. Именно поэтому червячные передачи находят применение в подъёмных механизмах, например в лифтах. Там электродвигатель соединён с червяком, а трос пассажирской кабины намотан на вал червячного колеса во избежание самопроизвольного опускания или падения.
Это свойство не надо путать с реверсивностью механизма. Ведь направление вращения червяка может быть любым, приводя либо к подъёму, либо к спуску той же лифтовой кабины.
Передаточное отношение червячной передачи находят аналогично цилиндрической U = n1 / n2 = Z2 / Z1.
Здесь Z2 - число зубьев колеса, а роль числа зубьев шестерни Z1 выполняет число заходов червяка, которое обычно бывает равно 1, 2, 3 или 4.
Очевидно, что однозаходный червяк даёт наибольшее передаточное отношение, однако наивысший КПД достигается при многозаходных червяках, что связано с уменьшением трения за счёт роста угла трения.
Основные причины выхода из строя червячных передач:
r поверхностное выкрашивание и схватывание;
r излом зуба.
Это напоминает характерные дефекты зубчатых передач, поэтому и расчёты проводятся аналогично [44].
Размещено на http://www.allbest.ru/
В осевом сечении червячная пара фактически представляет собой прямобочное реечное зацепление, где радиус кривизны боковой поверхности "рейки" (винта червяка) ?1 равен бесконечности и, следовательно, приведённый радиус кривизны равен радиусу кривизны зуба колеса
?пр = ?2.
Далее расчёт проводится по формуле Герца-Беляева. Из проектировочного расчёта находят осевой модуль червяка, а по нему и все геометрические параметры зацепления.
Особенность расчёта на изгиб состоит в том, что принимается эквивалентное число зубьев Zэкв = Z2 / cos3?, где ? - угол подъёма витков червяка.
Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что механизм опасно нагревать выше 95оС. Допускаемая температура назначается 65 oC.
Уравнение для теплового расчёта составляется из баланса тепловой энергии, а именно: выделяемое червячной парой тепло должно полностью отводиться в окружающую среду
Qвыделяемое = Qотводимое.
Решая это уравнение, находим температуру редуктора, передающего заданную мощность N
t = [860N(1-з)] / [KT S(1-Ш)] + to.
где KT - коэффициент теплоотдачи, S - поверхность охлаждения (корпус), to - температура окружающей среды, ? - коэффициент теплоотвода в пол.
В случае, когда расчётная температура превышает допускаемую, то следует предусмотреть отвод избыточной теплоты. Это достигается оребрением редуктора, искусственной вентиляцией, змеевиками с охлаждающей жидкостью в масляной ванне и т.д.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Оптимальная пара трения это "сталь по бронзе". Поэтому при стальном червяке червячные колёса должны выполняться из бронзовых сплавов. Однако цветные металлы дороги и поэтому из бронзы выполняется лишь зубчатый венец, который крепится на сравнительно дешёвой стальной ступице. Таким образом, червячное колесо - сборочная единица, где самые популярные способы крепления венца это либо центробежное литьё в кольцевую канавку ступицы; либо крепление венца к ступице болтами за фланец; либо посадка с натягом и стопорение винтами для предотвращения взаимного смещения венца и ступицы.
Крепление венца к ступице должно обеспечивать фиксацию как от проворота (осевая сила червяка = окружной силе колеса), так и от осевого "снятия" венца (окружная сила червяка = осевой силе колеса).
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
Каково назначение передач в машинах ?
Каковы области применения прямозубых и косозубых передач ?
Каковы сравнительные достоинства прямозубых и косозубых колёс ?
Как определяется передаточное отношение и передаточное число?
Каковы главные виды разрушений зубчатых колёс ?
Какие силы действуют в зубчатом зацеплении ?
Какие допущения принимаются при расчёте зубьев на контактную прочность ?
По какой расчётной схеме выполняется расчёт зубьев на изгиб ?
В чём заключаются достоинства и недостатки планетарных передач ?
Для чего созданы волновые передачи и в чём заключается принцип их работы ?
В чём заключаются достоинства и недостатки волновых передач ?
Для чего созданы зацепления Новикова и в чём заключается принцип конструкции их зубьев ?
В чём заключаются достоинства и недостатки зацеплений Новикова ?
В чём заключается принцип конструкции червячной передачи ?
Каковы достоинства и недостатки червячных передач ?
Какое свойство червячной передачи отличает её от других передач ?
Каковы основные причины поломок червячных передач ?
Из каких условий находят температуру червячной передачи ?
Какие методы могут применяться для снижения температуры червячной передачи ?
Какие материалы должны применяться для червячной передачи ?
Каковы особенности конструкции червячных колёс ?
4.2 ПЕРЕДАЧИ ТРЕНИЕМ (сцеплением)
4.2.1 ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Передают движение за счёт сил трения (лат. frictio - трение). Простейшие передачи состоят из двух цилиндрических или конических роликов - катков.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Главное условие работы передачи состоит в том, что момент сил трения между катками должен быть больше передаваемого вращающего момента.
Передаточное отношение цилиндрической фрикционной передачи определяют как отношение частот вращения или диаметров тел качения.
U = n1/n2=D2/[D1(1-?)],
где е - коэффициент скольжения (0,05 - для передач "всухую"; 0,01 - для передач со смазкой и большими передаточными отношениями).
Для конической передачи - вместо диаметров берут углы конусов.
Фрикционные передачи выполняются либо с постоянным, либо с регулируемым передаточным отношением (вариаторы).
Передачи с постоянным передаточным отношением применяются редко, главным образом, в кинематических цепях приборов, например, магнитофонов и т.п. Они уступают зубчатым передачам в несущей способности. Зато фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и в силовых передачах для бесступенчатого регулирования скорости. Зубчатые передачи не позволяют такого регулирования.
Достоинства фрикционных передач:
+ простота тел качения;
+ равномерность вращения, что удобно для приборов;
+ возможность плавного регулирования скорости;
+ отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи.
Недостатки фрикционных передач:
` потребность в прижимных устройствах;
` большие нагрузки на валы, т.к. необходимо прижатие дисков;
` большие потери на трение;
` повреждение катков при пробуксовке;
` неточность передаточных отношений из-за пробуксовки.
Основными видами поломок фрикционных передач являются:
r усталостное выкрашивание (в передачах с жидкостным трением смазки, когда износ сводится к минимуму);
r износ (в передачах без смазки);
r задир поверхности при пробуксовке.
Поскольку всё это следствие высоких контактных напряжений сжатия, то в качестве проектировочного выполняется расчёт по допускаемым контактным напряжениям [29]. Здесь применяется формула Герца-Беляева, которая, собственно говоря, и была выведена для этого случая. Исходя из допускаемых контактных напряжений, свойств материала и передаваемой мощности определяются диаметры фрикционных колёс
Основные требования к материалам фрикционных колёс:
и высокая износостойкость и поверхностная прочность;
и высокий коэффициент трения (во избежание больших сил сжатия);
и высокий модуль упругости (чтобы площадка контакта, а значит и потери на трение были малы).
Наиболее пригодными оказываются шарикоподшипниковые стали типа ШХ15 или 18ХГТ, 18Х2Н4МА.
Разработаны специальные фрикционные пластмассы с асбестовым и целлюлозным наполнителем, коэффициент трения которых достигает 0,5. Широко применяется текстолит.
Более надёжны передачи, у которых ведущий каток твёрже, чем ведомый, т.к. тогда при пробуксовке не образуются лыски.
Применяются обрезиненные катки, однако их коэффициент трения падает с ростом влажности воздуха.
Для крупных передач применяют прессованный асбест, прорезиненную ткань и кожу.
4.2.2 РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Размещено на http://www.allbest.ru/
Являются разновидностью фрикционных передач, где движение передаётся посредством специального кольцевого замкнутого ремня.
Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания.
Ремни имеют различные сечения:
Размещено на http://www.allbest.ru/
а) плоские, прямоугольного сечения;
б) трапециевидные, клиновые;
в) круглого сечения;
г) поликлиновые.
Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность.
Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.
В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.
Достоинства ременных передач:
+ передача движения на средние расстояния;
+ плавность работы и бесшумность;
+ возможность работы при высоких оборотах;
+ дешевизна.
Недостатки ременных передач:
` большие габариты передачи;
` неизбежное проскальзывание ремня;
` высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;
` потребность в натяжных устройствах;
` опасность попадания масла на ремень;
` малая долговечность при больших скоростях.
Основные критерии расчёта ременных передач:
и тяговая способность или прочность сцепления ремня со шкивом;
и долговечность ремня.
Если не будет выдержано первое условие, ремень начнёт буксовать, если не выполнить второе - ремень быстро разорвётся. Поэтому основным расчётом ременных передач является расчёт по тяговой способности. Расчёт на долговечность выполняется, как проверочный [24,25,29].
Размещено на http://www.allbest.ru/
Для создания трения ремень надевают с предварительным натяжением Fo. В покое или на холостом ходу ветви ремня натянуты одинаково. При передаче вращающего момента Т1 натяжения в ветвях перераспределяются: ведущая ветвь натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви уменьшается до F2. Составляя уравнение равновесия моментов относительно оси вращения имеем -T1 + F1D1/2 - F2D2/2 = 0 или F1 - F2 = Ft, где Ft - окружная сила на шкиве Ft = 2T1/D1.
Общая длина ремня не зависит от нагрузки [16], следовательно, суммарное натяжение ветвей остаётся постоянным: F1 + F2 = 2Fo. Таким образом, получаем систему двух уравнений c тремя неизвестными:
F1 = Fo + Ft/2; F2 = Fo - Ft/2.
Эти уравнения устанавливают изменение натяжения ветвей в зависимости от нагрузки Ft, но не показывают нам тяговую способность передачи, которая связана с силой трения между ремнём и шкивом. Такая связь установлена Л.Эйлером с помощью дифференциального анализа.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рассмотрим элементарный участок ремня dц. Для него dR - нормальная реакция шкива на элемент ремня, fdR - элементарная сила трения. По условию равновесия суммы моментов
rF + rfdR - r(F + dF) = 0.
Сумма горизонтальных проекций сил:
dR - Fsin(dц/2) - (F+dF)sin(dц/2) = 0.
Отбрасывая члены второго порядка малости и помня, что синус бесконечно малого угла равен самому углу, Эйлер получил простейшее дифференциальное уравнение: dF/F = f dц.
Интегрируя левую часть этого уравнения в пределах от F1 до F2, а правую часть в пределах угла обхвата ремня получаем: F1 = F2 e fб.
Теперь стало возможным найти все неизвестные силы в ветвях ремня:
F1 = Ft efб /(efб-1); F2 = Ft /(efб-1); Fo = Ft (efб+1) / 2(efб-1).
Полученные формулы устанавливают связь натяжения ремней с передаваемой нагрузкой Ft , коэффициентом трения f и углом обхвата б. Они позволяют вычислить минимальное предварительное натяжение ремня Fo, при котором уже станет возможной передача требуемого вращающего усилия Ft.
Нетрудно увидеть, что увеличение f и б улучшает работу передачи. На этом основаны идеи клиноременной передачи (повышается f) и натяжных роликов (повышается б).
При круговом движении ремня на него действует центробежная сила
Fv = сSv2, где S - площадь сечения ремня. Центробежная сила стремится оторвать ремень от шкива и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.
В ремне действуют следующие напряжения:
и предварительное напряжение (от силы натяжения Fo) ?o = Fo / S;
и "полезное" напряжение (от полезной нагрузки Ft) ?п = Ft / S;
и напряжение изгиба ?и = д Е / D (д - толщина ремня, Е - модуль упругости ремня, D - диаметр шкива);
и напряжения от центробежных сил ?v = Fv / S.
При этом напряжения изгиба не влияют на тяговую способность передачи, однако являются главной причиной усталостного разрушения ремня.
Силы натяжения ветвей ремня (кроме центробежных) воспринимаются опорами вала. Равнодействующая нагрузка на опору Fr ? 2 Focos(в/2). Обычно эта радиальная нагрузка на опору в 2 … 3 раза больше передаваемой ремнём вращающей силы.
Порядок проектного расчёта плоскоременной передачи
1. Выбирают тип ремня.
2. Определяют диаметр малого шкива D1=(110…130)(N/n)1/3, где N-мощность, КВТ, n-частота вращения, об/мин, подбирают ближайший по ГОСТ 17383-73.
3. Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 2(D1+D2) ?a?15м.
4. Проверяют угол обхвата на малом шкиве: б1=180о-57о(D2-D1)/a, рекомендуется [б1]?150о, при необходимости на ведомой нити ремня применяют натяжной ролик, который позволяет даже при малых межосевых расстояниях получить угол обхвата более 180о. Угол обхвата можно измерить по вычерченной в масштабе схеме передачи.
5. По передаваемой мощности N и скорости v ремня определяют ширину b?N/(vz[p]) и площадь ремня F?N/(v[k]), где [p] -допускаемая нагрузка на 1мм ширины прокладки, [k] - допускаемая нагрузка на единицу площади сечения ремня.
6. Подбирают требуемый ремень по ГОСТ 101-54; 6982-54; 18679-73; 6982-75; 23831-79; ОСТ 17-969-84.
7. Проверяют ресурс передачи N=3600vzшT.
8. Вычисляют силы, действующие на валы передачи FR= Focos(в/2).
Порядок проектного расчёта клиноременной передачи
1. Выбирают по ГОСТ 1284-68;1284.1-80; 5813-76; РТМ 51015-70 профиль ремня. Большие размеры в таблицах соответствуют тихоходным, а меньшие - быстроходным передачам.
2. Определяют диаметр малого шкива.
3. Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 0,55(DM+Dб)+h ? a ? 2(D1+D2), где h - высота сечения ремня.
4. Находят длину ремня и округляют её до ближайшего стандартного значения.
5. Проверяют частоту пробегов ремня и если она выше допустимой, то увеличивают диаметры шкивов или длину ремня.
6. Окончательно уточняют межосевое расстояние.
7. Определяют угол обхвата на малом шкиве б1 = 180о-57о(D2-D1)/a, рекомендуется [б1] ? 120о.
8. По тяговой способности определяют число ремней.
9. При необходимости проверяют ресурс.
10. Вычисляют силы, действующие на валы передачи.
Шкивы плоскоременных передач имеют: обод, несущий ремень, ступицу, сажаемую на вал и спицы или диск, соединяющий обод и ступицу.
Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют до ближайшего значения из ряда R40 (ГОСТ 17383-73*). Ширину шкива выбирают в зависимости от ширины ремня [32].
Во избежание сползания ремня их рабочие поверхности делают выпуклыми. Шероховатость RZ ? 10 мкм.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Чугунные шкивы применяют при скоростях до 30 ч 45 м/с. Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски, шкивы больших диаметров - ступицы эллиптического переменного сечения. Стальные сварные шкивы применяют при скоростях 60 ч 80 м/с. Шкивы из лёгких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100м/с.
Плоские ремни должны обеспечивать:
прочность при переменных напряжениях;
износостойкость;
высокое трение со шкивами;
малую изгибную жёсткость.
Этим условиям удовлетворяют высококачественная кожа и синтетические материалы (резина), армированные белтинговым тканевым (ГОСТ 6982-54), полимерным (капрон, полиамид С-6, каучук СКН-40, латекс) или металлическим кордом. Применяются прорезиненные тканевые ремни (ГОСТ 101-54), слоистые нарезные ремни с резиновыми прослойками, послойно и спирально завёрнутые ремни. В сырых помещениях и агрессивных средах применяют ремни с резиновыми прокладками [32].
Ремни выпускают конечными и поставляют в рулонах.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Соединение концов ремней оказывает большое влияние на работу передачи, особенно при больших скоростях. Выбирая тип соединения следует учитывать рекомендации специальной литературы. Самый совершенный способ соединения - склеивание, которое производят для однородных ремней по косому срезу (а), для слоёных по ступенчатой поверхности (б). Надёжным способом считают сшивку встык жильными струнами (в,г). Из механических соединений лучшими являются проволочные спирали, которые продеваются в отверстия и после прессования обжимают концы ремней (д).
Размещено на http://www.allbest.ru/
У шкивов клиноременных передач рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок. Диаметр, по которому определяют расчётную длину ремня, называют расчётным диаметром, по ГОСТ 20898-75 он обозначается dp. По этому же ГОСТу для правильного контакта ремня со шкивом угол канавки назначают в зависимости от диаметра шкива.
Клиноременные шкивы выполняют из тех же материалов, что и плоскоременные. Известны сборные шкивы из стальных тарелок.
Быстроходные шкивы требуют балансировки.
Материалы клиновых ремней в основном те же, что и для плоских. Выполняются прорезиненные ремни с тканевой обёрткой для большего трения, кордотканевые (многослойный корд) и кордошнуровые ремни (шнур, намотанный по винтовой линии), ремни с несущим слоем из двух канатиков. Иногда для уменьшения изгибных напряжений применяют гофры на внутренней и наружных поверхностях ремня. Клиновые ремни выпускают бесконечными (кольца). Угол клина ремня 40о.
Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня Fo , тем больше тяговая способность и к.п.д., но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется:
Устройствами периодического действия, где ремень натягивается винтами. Ремень периодически подтягивается по мере вытяжки. Требуется систематическое наблюдение за передачей, иначе возможно буксование и быстрый износ ремня.
Устройствами постоянного действия, где натяжение создаётся грузом, весом двигателя или пружиной. Часто натяжение происходит за счёт массы двигателя на качающейся плите. К таким устройствам относятся натяжные ролики. Натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным.
Устройствами, автоматически регулирующими натяжение в зависимости от нагрузки с использованием сил и моментов, действующих в передаче. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге, который также является осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня 2Fo равно окружной силе на шестерне и пропорционально передаваемому моменту.
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
За счёт каких сил передают движение фрикционные передачи ?
Каковы достоинства и недостатки фрикционных передач ?
Каковы основные виды поломок фрикционных передач ?
Какие материалы применяются для фрикционных передач ?
Какой деталью выделяются ременные передачи среди фрикционных ?
Какие силы действуют в ремне ?
Какие нагрузки действуют на опоры валов колёс ременной передачи ?
Как соединяются концы ремня ?
Какие существуют способы поддержания натяжения ремней ?
5. ВАЛЫ И ОСИ
Колёса передач установлены на специальных продолговатых деталях круглого сечения. Среди таких деталей различают оси и валы [7,11,38].
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.
Размещено на http://www.allbest.ru/
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.
Форма вала определяется распределением изгибающих и крутящих моментов по его длине. Правильно спроектированный вал представляет собой балку равного сопротивления.
Размещено на http://www.allbest.ru/
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".
4. На стадии проектирования - неверный выбор формы, неверная оценка концентраторов напряжений.
5. На стадии изготовления - надрезы, забоины, вмятины от небрежного обращения.
6. На стадии эксплуатации - неверная регулировка подшипниковых узлов.
Для работоспособности вала или оси необходимо обеспечить:
и объёмную прочность (способность сопротивляться Mизг и Мкрут);
и поверхностную прочность (особенно в местах соединения с другими деталями);
и жёсткость на изгиб;
и 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 [7].
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
tкр = Мвр / Wp Ј [t]кр,
где Wp - полярный момент сопротивления сечения.
Для круглого сечения: Wp = 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 = Мэкв / Wp.
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; kу и kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, учитывающие галтели, шпоночные канавки, прессовые посадки и резьбу; еб и еф - масштабные коэффициенты диаметра вала; ?a и фa - амплитудные значения напряжений; ?m и фm - средние напряжения цикла (?m= 0, фm= фa); шу и шф - 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.
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
Чем различаются валы и оси ?
Какой динамический характер имеют напряжения изгиба в валах и осях ?
Каковы причины поломок валов и осей ?
В каком порядке выполняются этапы прочностного расчёта валов ?
Какой диаметр определяется в проектировочном расчёте валов ?
6. ОПОРЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ - ПОДШИПНИКИ
Валы и оси поддерживаются специальными деталями, которые являются опорами. Название "подшипник" происходит от слова "шип" (англ. shaft, нем. zappen, голл. shiffen - вал). Так раньше называли хвостовики и шейки вала, где, собственно говоря, подшипники и устанавливаются.
Назначение подшипника состоит в том, что он должен обеспечить надёжное и точное соединение вращающейся (вал, ось) детали и неподвижного корпуса. Следовательно, главная особенность работы подшипника - трение сопряжённых деталей.
По характеру трения подшипники разделяют на две большие группы:
и подшипники скольжения (трение скольжения);
и подшипники качения (трение качения).
6.1 ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
Основным элементом таких подшипников является вкладыш из антифрикционного материала или, по крайней мере, c антифрикционным покрытием. Вкладыш устанавливают (вкладывают) между валом и корпусом подшипника [43].
Трение скольжения безусловно больше трения качения, тем не менее, достоинства подшипников скольжения заключаются в многообразных областях использования:
+ в разъёмных конструкциях (см. рисунок);
+ при больших скоростях вращения (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях при n ? 10 000 об/мин);
+ при необходимости точного центрирования осей;
+ в машинах очень больших и очень малых габаритов;
+ в воде и других агрессивных средах.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Недостатки таких подшипников - трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах.
На железнодорожном транспорте подшипники скольжения, в частности, находили массовое применение в буксах колёсных пар старого подвижного состава и до сих пор применяются для опор шатунов дизелей. В ряде случаев, для ремонтопригодности подшипник выполняется с двумя вкладышами, как, например, у коленчатого вала тепловозного дизеля Д49.
Кроме того, подшипники скольжения применяют во вспомогательных, тихоходных, малоответственных механизмах.
Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения вызваны трением [41]:
r температурные дефекты (заедание и выплавление вкладыша);
r абразивный износ;
r усталостные разрушения вследствие пульсации нагрузок.
При всём многообразии и сложности конструктивных вариантов подшипниковых узлов скольжения принцип их устройства состоит в том, что между корпусом и валом устанавливается тонкостенная втулка из антифрикционного материала, как правило, бронзы или бронзовых сплавов, а для малонагруженных механизмов из пластмасс. Имеется успешный опыт эксплуатации в тепловозных дизелях М753 и М756 тонкостенных биметаллических вкладышей толщиной не более 4 мм, выполненных из стальной полосы и алюминиево-оловянного сплава АО 20-1.
Большинство радиальных подшипников имеет цилиндрический вкладыш, который, однако, может воспринимать и осевые нагрузки за счёт галтелей на валу и закругления кромок вкладыша. Подшипники с коническим вкладышем применяются редко, их используют при небольших нагрузках, когда необходимо систематически устранять ("отслеживать") зазор от износа подшипника для сохранения точности механизма.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Для правильной работы подшипников без износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины. В зависимости от режима работы подшипника в нём может быть:
и жидкостное трение, когда рабочие поверхности вала и вкладыша разделены слоем масла, толщина которого больше суммы высот шероховатости поверхностей; при этом масло воспринимает внешнюю нагрузку, изолируя вал от вкладыша, предотвращая их износ. Сопротивление движению очень мало;
и полужидкостное трение, когда неровности вала и вкладыша могут касаться друг друга и в этих местах происходит их схватывание и отрыв частиц вкладыша. Такое трение приводит к абразивному износу даже без попадания пыли извне.
Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Критерием прочности, а следовательно, и работоспособности подшипника скольжения являются контактные напряжения в зоне трения или, что, в принципе, то же самое - контактное давление. Расчётное контактное давление сравнивают с допускаемым p = N /(l d) ? [p]. Здесь N - сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры), l - рабочая длина втулки подшипника, d - диаметр цапфы вала.
Иногда удобнее сравнивать расчётное и допускаемое произведение давления на скорость скольжения. Скорость скольжения легко рассчитать, зная диаметр и частоту вращения вала.
Произведение давления на скорость скольжения характеризует тепловыделение и износ подшипника. Наиболее опасным является момент пуска механизма, т.к. в покое вал опускается ("ложится") на вкладыш и при начале движения неизбежно сухое трение.
6.2 ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
Принцип их конструкции заключается в наличии между валом и корпусом группы одинаковых круглых тел, называемых телами качения [2,28].
Размещено на http://www.allbest.ru/
Это могут быть или шарики, или ролики (короткие толстые либо длинные иглообразные), или конические ролики, или бочкообразные, или даже спиралевидные пружины. Обычно подшипник выполняется как самостоятельная сборочная единица, состоящая из наружного и внутреннего колец, между которыми и помещены тела качения.
Тела качения во избежание ненужного контакта друг с другом и равномерного распределения по окружности заключены в специальную кольцеобразную обойму - сепаратор (лат. Separatum - разделять).
В мировой практике для вагонов используются роликовые подшипники различных типов. По данным Всероссийского института вагоностроения (ВНИИВ) подшипники с цилиндрическими роликами при прочих равных условиях в диапазоне ходовых скоростей грузовых поездов (14 ? 28 м/с) имеют вчетверо меньший коэффициент трения, который к тому же не увеличивается и при росте скорости до 50 м/с.
В некоторых конструкциях, где приходится бороться за уменьшение радиальных габаритов, применяются т.н. "бескольцевые" подшипники, когда тела качения установлены непосредственно между валом и корпусом. Однако нетрудно догадаться, что такие конструкции требуют сложной, индивидуальной, а, следовательно, и дорогой сборки-разборки.
Достоинства подшипников качения:
+ низкое трение, низкий нагрев;
+ экономия смазки;
+ высокий уровень стандартизации;
+ экономия дорогих антифрикционных материалов.
Недостатки подшипников качения:
` высокие габариты (особенно радиальные) и вес;
` высокие требования к оптимизации выбора типоразмера;
` слабая виброзащита, более того, подшипники сами являются генераторами вибрации за счёт даже очень малой неизбежной разноразмерности тел качения.
Так, при переводе подвижного состава с букс скольжения на подшипники качения возникла неожиданная проблема. Уровень вибрации вагонов даже на очень хороших участках пути возрос в 10 ?15 раз! Это происходит из-за того, что буксы скольжения рассеивают энергию вибрации посредством сил трения, а подшипники качения "по определению" лишены такой способности. Для этого в колёсных тележках потребовалось применение специальных деталей, совершающих работу сил трения - фрикционных клиньев, либо многослойных пластинчатых рессор, пакетов цилиндрических пружин, гидравлических виброгасителей.
Подшипники качения классифицируются по следующим основным признакам:
и форма тел качения;
и габариты (осевые и радиальные);
и точность выполнения размеров;
и направление воспринимаемых сил.
По форме тел качения подшипники делятся на:
Размещено на http://www.allbest.ru/
Шариковые (быстроходны, способны к самоустановке за счёт возможности некоторого отклонения оси вращения);
и Роликовые - конические, цилиндрические, игольчатые (более грузоподъёмны, но из-за точно фиксированного положения оси вращения не способны самоустанавливаться, кроме бочкообразных роликов).
Размещено на http://www.allbest.ru/
По радиальным габаритам подшипники сгруппированы в семь серий:
Размещено на http://www.allbest.ru/
По осевым габаритам подшипники сгруппированы в четыре серии:
Размещено на http://www.allbest.ru/
По классам точности подшипники различают следующим образом:
"0" - нормального класса;
"6" - повышенной точности;
"5" - высокой точности;
"4" - особовысокой точности;
"2" - сверхвысокой точности.
При выборе класса точности подшипника необходимо помнить о том, что "чем точнее, тем дороже".
По воспринимаемым силам все подшипники делятся на четыре группы. Вычислив радиальную Fr и осевую Fa реакции опор вала, конструктор может выбрать:
и Радиальные подшипники (если Fr << Fa), воспринимающие только радиальную нагрузку и незначительную осевую. Это цилиндрические роликовые (если Fa = 0) и радиальные шариковые подшипники.
и Радиально-упорные подшипники (если Fr > Fa), воспринимающие большую радиальную и меньшую осевую нагрузки. Это радиально-упорные шариковые и конические роликовые с малым углом конуса.
и Упорно-радиальные подшипники (если Fr < Fa), воспринимающие большую осевую и меньшую радиальную нагрузки. Это конические роликовые подшипники с большим углом конуса.
и Упорные подшипники, "подпятники" (если Fr << Fa), воспринимающие только осевую нагрузку. Это упорные шариковые и упорные роликовые подшипники. Они не могут центрировать вал и применяются только в сочетании с радиальными подшипниками.
Материалы подшипников качения назначаются с учётом высоких требований к твёрдости и износостойкости колец и тел качения.
Здесь используются шарикоподшипниковые высокоуглеродистые хромистые стали ШХ15 и ШХ15СГ, а также цементируемые легированные стали 18ХГТ и 20Х2Н4А.
Твёрдость колец и роликов обычно HRC 60 ? 65, а у шариков немного больше - HRC 62 ? 66, поскольку площадка контактного давления у шарика меньше. Сепараторы изготавливают из мягких углеродистых сталей либо из антифрикционных бронз для высокоскоростных подшипников. Широко внедряются сепараторы из дюралюминия, металлокерамики, текстолита, пластмасс.
6.2.1 Причины поломок и критерии расчёта подшипников
Главная особенность динамики подшипника - знакопеременные нагрузки.
Циклическое перекатывание тел качения может привести к появлению усталостной микротрещины. Постоянно прокатывающиеся тела качения вдавливают в эту микротрещину смазку. Пульсирующее давление смазки расширяет и расшатывает микротрещину, приводя к усталостному выкрашиванию и, в конце концов, к поломке кольца. Чаще всего ломается внутреннее кольцо, т.к. оно меньше наружного и там, следовательно, выше удельные нагрузки. Усталостное выкрашивание - основной вид выхода из строя подшипников качения.
В подшипниках также возможны статические и динамические перегрузки, разрушающие как кольца, так и тела качения.
Следовательно, при проектировании машины необходимо определить, во-первых, количество оборотов (циклов), которое гарантированно выдержит подшипник, а, во-вторых - максимально допустимую нагрузку, которую выдержит подшипник.
Вывод: работоспособность подшипника сохраняется при соблюдении двух критериев:
Долговечность.
Грузоподъёмность.
6.2.2 Расчёт номинальной долговечности подшипника
Номинальная долговечность это число циклов (или часов), которые подшипник должен проработать до появления первых признаков усталости. Существует эмпирическая (найденная из опыта) зависимость для определения номинальной долговечности
...Подобные документы
Методика расчета и условные обозначения допусков формы и расположения поверхностей деталей машин, примеры выполнения рабочих чертежей типовых деталей. Определение параметров валов и осей, зубчатых колес, крышек подшипниковых узлов, деталей редукторов.
методичка [2,2 M], добавлен 07.12.2015Сущность и классификация деталей, узлов и машин; предъявляемые к ним требования. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин, применяемые для их изготовления материалы. Стандартизация, унификация и взаимозаменяемость в машиностроении.
презентация [960,7 K], добавлен 13.03.2013Классификация механизмов, узлов и деталей. Требования, предъявляемые к машинам, механизмам и деталям. Стандартизация деталей машин. Технологичность деталей машин. Особенности деталей швейного оборудования. Общие положения ЕСКД: виды, комплектность.
шпаргалка [140,7 K], добавлен 28.11.2007Надежность машин и механизмов как важнейшее эксплуатационное свойство. Методы проектирования и конструирования, направленные на повышение надежности. Изучение влияния методов обработки на формирование физико-механических свойств поверхностного слоя.
реферат [303,6 K], добавлен 18.04.2016Детали и узлы общего назначения, их классификация и типы, функции и сферы использования. Критерии работоспособности и расчета параметров. Стандартизация и взаимозаменяемость деталей машин, принципы подбора материалов в зависимости от использования.
презентация [825,1 K], добавлен 13.04.2015Определение понятий: механизм, машина, прибор, узел, деталь. Этапы жизненного цикла машины. Классификация машин и механизмов, деталей и сборочных единиц. Принципы построения, структура, анализ и синтез механизмов. Функциональное назначение машины.
доклад [316,9 K], добавлен 02.02.2011Характеристика допустимых и предельных износов деталей машин. Технология сборки машин, применяемое оборудование и инструмент. Ремонт чугунных и алюминиевых деталей сваркой. Характерные неисправности и ремонт электрооборудования, зерноуборочных аппаратов.
контрольная работа [115,0 K], добавлен 17.12.2010Понятие и виды производительности горных машин, принципы и критерии ее оценки. Основные показатели качества и надежности горных машин, методика их расчета. Главные физико-механические свойства горных пород, их классификация по контактной прочности.
реферат [25,6 K], добавлен 25.08.2013Анализ вибрации роторных машин, направления проведения диагностики в данной сфере. Практика выявления дефектов деталей машин и оценка его практической эффективности. Порядок реализации расчета частоты дефектов с помощью калькулятора, анализ результатов.
учебное пособие [3,2 M], добавлен 13.04.2014Основные особенности энергокинематического расчёта привода, способы определения мощности электродвигателя. Этапы расчёта зубчатых цилиндрических колёс и быстроходного вала редуктора. Характеристика исходных данных для проектирования деталей машин.
контрольная работа [255,2 K], добавлен 02.11.2012Основные виды контактной сварки. Конструктивные элементы машин для контактной сварки. Классификация и обозначение контактных машин, предназначенных для сварки деталей. Система охлаждения многоэлектродных машин. Расчет режима точечной сварки стали 09Г2С.
контрольная работа [1,1 M], добавлен 05.09.2012Виды разъемного соединения, основные типы крепежных деталей, способы стопорения резьбовых соединений. Особенности соединения пайкой и склеиванием. Оценка соединений призматическими шпонками и их применение. Соединение деталей посадкой с натягом.
реферат [3,0 M], добавлен 10.12.2010Геометрические параметры и физико-механическое состояние поверхностного слоя деталей. Граничный и поверхностный слой. Влияние механической обработки, состояния поверхностного слоя заготовки и шероховатости на эксплуатационные свойства деталей машин.
презентация [1,9 M], добавлен 26.10.2013Цель и задачи курса ТММ - "Теория машин и механизмов". Место курса в системе подготовки инженера. Машинный агрегат и его составные части. Классификация машин. Механизм и его элементы. Классификация механизмов. Исторический екскурс в теорию механизмов.
курс лекций [2,5 M], добавлен 22.01.2008Применение и виды транспортеров. Кинематический, проектировочный, уточнённый расчёт валов и параметров корпуса редуктора, подшипников, шпонок. Применение картерной смазки трущихся поверхностей деталей. Выбор, расчёт фундаментных болтов, швеллера и муфты.
контрольная работа [238,5 K], добавлен 30.04.2011Основные критерии работоспособности деталей машин. Расчет на сопротивление усталости при переменных напряжениях. Характеристика основных видов крепежных изделий. Порядок расчета болтов для общей схемы нагружения. Общие сведения о механических передачах.
контрольная работа [852,0 K], добавлен 23.11.2009Технология процессов стирки, полоскания и отжима в современных стиральных машинах-автоматах. Механизм воздействия СМС и этапы моющего процесса. Стирка, принципы работы и конструкции стиральных машин. Классификация, конструкции посудомоечных машин.
контрольная работа [762,2 K], добавлен 31.01.2011Учебное проектирование как наиболее эффективный метод инженерного обучения. Теория механизмов и машин, ее сущность, история возникновения и современные направления. Модели роботов, принципы и задачи их работы и необходимость использования в производстве.
реферат [36,2 K], добавлен 11.10.2009Подходы к выбору марки стали для деталей машин. Назначение, конструкция и материалы валов. Критерии их работоспособности и расчет. Анализ условий работы детали и требования, предъявляемые к материалу, графическое изображение режима термической обработки.
курсовая работа [531,6 K], добавлен 22.04.2014Общие понятия и критерии работоспособности, сварные и резьбовые соединения. Зубчатые цилиндрические, конические и червячные, фрикционные, цепные, ременные передачи, их кинематика и энергетика. Валы и оси. Подшипники скольжения и качения, обозначение.
методичка [142,0 K], добавлен 08.04.2013
