🗊Презентация Детали машин (часть 1)

Курс лекций по механике Детали машин (часть 1)

Детали машин Лекция №1

Введение Цель курса - приобретение студентом навыков проектирования, освоение методов расчета и изучение конструкций основных деталей машин  Машины и механизмы состоят из отдельных де­талей и сборочных единиц (узлов). Детали изготовляют без применения сборочных операций точением, фрезерованием, штамповкой и другими методами так, что они пред­ставляют единое целое (винты, фланцы, валы, шкивы, зубчатые колеса, литые корпуса редукторов и др.). Сборочные единицы (узлы) изготавливают из деталей и с помощью сборочных операций свинчиванием, сваркой, запрессовыванием (муф­та, подшипник качения, цепь, сварной корпус редуктора, коробка перемены передач и др.). Менее сложные сборочные единицы могут входить в более сложные (в редукторе, например, имеется несколько подшипников). Ниже будут изложены основы теории, расчета и правила конструирования наиболее распространенных деталей машин и сборочных единиц, ко­торые используются почти во всех машинах и механизмах. Это детали и сборочные единицы общего назначения (крепежные детали, пружины, валы, шкивы, червяки, зубчатые колеса, муфты, ремни, подшипники и др.), а также широко распространенные соединения: сварные, за­клепочные, клиновые, шлицевые и др. Некоторые детали и сборочные единицы находят применение только в отдельных видах машин: шатуны, поршни, цилиндры — в двигателях внутреннего сгорания; канаты, блоки, крюки — в грузоподъемных машинах. Такие изделия относят к деталям и сборочным единицам специального назначения, они рассматриваются в специальных курсах.

Общие сведения о проектировании машин Проектирование - процесс разработки комплексной технической документации, содержащей технико-экономические обоснования, расчеты, чертежи, макеты, сметы, пояснительные записки и другие материалы, необходимые для производства машины. Совокупность конструкторских документов, полученных в результате проектирования, называется проектом. Проектирование осуществляется на основании ЕСКД.

Лекция 1 В процессе проектирования деталей машин используют два вида расчетов: проектный расчет, при котором обычно определяются основные размеры деталей. проверочный расчет, для известной конструкции определяется значение напряжений в опасных сечениях, тепловой режим, долговечность и другие параметры.

Основные критерии работоспособности, надежности и расчета деталей машин

Работоспособность это такое состояние машины, при котором она может выполнять заданные функции в пределах технических требований

Общие сведения о передачах Определение: Передача  устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии от первой.

Классификация механических передач вращательного движения: 1. По способу передачи движения от входного вала к выходному: 1.1. Передачи зацеплением: 1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения  зубчатые, червячные, винтовые; 1.1.2. с гибкой связью  цепные, зубчато-ременные. 1.2. Фрикционные передачи: 1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные; 1.2.2. с гибкой связью - ременные. 2. По взаимному расположению валов в пространстве: 2.1. с параллельными осями валов  зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные; 2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые; 2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика. 3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплицирующие (повышающие).

4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным передаточным отношением, изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе. 4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным передаточным отношением, изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе. 5. По подвижности осей и валов: с неподвижными осями валов  рядовые передачи (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами). 6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые. 7. По конструктивному оформлению: закрытые и открытые (бескорпусные).

Главные характеристики передач : Главные характеристики передач : мощности на входном и выходном валах - Pвх, Pвых; и их скорости вращения вх, вых или частоты вращения - nвх и nвых. Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью  (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом: и (2.1) Отношение мощности на выходном валу передачи Pвых (полезной мощности) к мощности Pвх, подведенной к входному валу (затраченной), называют коэффициентом полезного действия (КПД): (2.2) Отношение потерянной в механизме (машине) мощности (Pвх - Pвых) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь: (2.3)

Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице: Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице: (2.4) Для многоступенчатой передачи, включающей k последовательно соединенных ступеней, общий КПД равен произведению КПД отдельных ступеней: . (2.5) Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач. Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам. усилие, действующее по линии движения на поступательно движущейся детали F=P/v, где P  мощность, подведенная к этой детали, а v  ее скорость; момент, действующий на каком-либо из валов передачи T=P/, где P  мощность, подведенная к этому валу, а   скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения: . (2.6)

В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения. В таких расчетах используется передаточное число, которое представляет собой абсолютную величину передаточного отношения: В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения. В таких расчетах используется передаточное число, которое представляет собой абсолютную величину передаточного отношения: (2.10) В многоступенчатой передаче с последовательным расположением k ступеней (что чаще всего наблюдается в технике) передаточное число и передаточное отношение определяются следующими выражениями: (2.11) Среди множества разнообразных передач вращательного движения достаточно простыми конструктивно (по устройству) являются передачи с гибкой связью, принцип работы которых строится на использовании сил трения или зубчатого зацепления  это ременные передачи.

5. По форме рабочего профиля зуба: 5. По форме рабочего профиля зуба: 5.1. эвольвентные - рабочий профиль зуба очерчен по эвольвенте круга (линия описываемая точкой прямой, катящейся без скольжения по окружности); 5.2. циклоидальные - рабочий профиль зуба очерчен по круговой циклоиде (линия описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности); 5.3. цевочное (разновидность циклоидального) – зубья одного из зацепляющихся колес заменены цилиндрическими пальцами – цевками; 5.4. с круговым профилем зуба (зацепление Новикова) – рабочие профили зубьев образованы дугами окружности практически одинаковых радиусов. 6. По относительной подвижности геометрических осей зубчатых колес: 6.1. с неподвижными осями колес - рядовые передачи (рис. 4.1); 6.2. с подвижными осями некоторых колес - планетарные передачи.

5. 7. По жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление: 5. 7. По жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление: 7.1. с колесами неизменяемой формы (с жестким венцом); 7.2. включающая колеса с венцом изменяющейся формы (гибким). 8. По окружной (тангенциальной) скорости зубьев: 8.1. тихоходные (Vз < 3 м/с); 8.2. среднескоростные (3< Vз < 15 м/с); 8.3. быстроходные (Vз > 15 м/с). 9. По конструктивному исполнению: 9.1. открытые (бескорпусные); 9.2. закрытые (корпусные).

Модуль зацепления m,  часть делительного диаметра, приходящаяся на один зуб колеса, следовательно для любого нормального зубчатого колеса Модуль зацепления m,  часть делительного диаметра, приходящаяся на один зуб колеса, следовательно для любого нормального зубчатого колеса . (4.3) Модуль  основная размерная характеристика зубьев колеса. Модуль стандартизован, то есть при проектировании передачи выбирается из ряда стандартных значений. Окружной делительный шаг зубьев p  расстояние между одноименными боковыми поверхностями двух соседних зубьев, измеренное по дуге делительной окружности. Так как длина делительной окружности равна d, то, учитывая (4.3), для любого зубчатого колеса имеем . (4.4) Из сказанного следует, в зацеплении могут находиться только зубчатые колеса с одинаковым модулем.

Передачи с эвольвентным зацеплением. Наиболее полно перечисленным требованиям удовлетворяет эвольвентное зацепление, предложенное Леонардом Эйлером (1760 или 65 г.) и широко применяемое в общепромышленной и военной технике. Основные параметры эвольвентных цилиндрических зубчатых передач стандартизованы.

Дополнительные конусы – конусы, образующая которых перпендикулярна образующей начального конуса. У зубчатого колеса 2 дополнительных конуса – внешний, наиболее удаленный от точки пересечения осей колес и внутренний, расположенный ближе к этой точке. Дополнительные конусы – конусы, образующая которых перпендикулярна образующей начального конуса. У зубчатого колеса 2 дополнительных конуса – внешний, наиболее удаленный от точки пересечения осей колес и внутренний, расположенный ближе к этой точке. Ширина зубчатого венца конического колеса (b) – часть образующей делительного конуса колеса между дополнительными конусами. Сечение зубьев поверхностью дополнительного конуса называют торцевым сечением. Различают внешнее, среднее и внутреннее торцевые сечения. Для передач с прямыми и косыми зубьями стандартизуются и в конструкторской документации указываются относящиеся к внешнему торцевому сечению параметры, но в расчетах используются параметры, относящиеся к среднему (медиальному) торцевому сечению. Для передач с круговым зубом расчетные и конструктивные ( в том числе стандартизованные) параметры относятся к среднему (медиальному) торцевому сечению. Расстояние от вершины делительного конуса до пересечения его образующей с образующей внешнего дополнительного конуса называют внешним конусным расстоянием (Rе), а расстояние от вершины делительного конуса до пересечения его образующей с образующей среднего (медиального) дополнительного конуса называют медиальным конусным расстоянием (R). Для сопряженных (находящихся в зацеплении) зубчатых колес Rе1= Rе2 и R1= R2.

Передачи с зацеплениями других типов. Циклоидальное зацепление – это зацепление, при котором боковые рабочие поверхности зубьев сопряженных колес очерчены по циклоиде. Циклоида - кривая, описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности. При обкатывании производящей окружности по главной окружности с внешней стороны получаем эпициклоиду, а при обкатывании с внутренней стороны – гипоциклоиду. При этом производящая окружность обкатывается по делительной окружности зубчатого колеса, совпадающей в зацеплении с начальной окружностью. В циклоидальном зацеплении рабочий профиль головки зуба очерчен по эпициклоиде, а профиль ножки зуба по гипоциклоиде. Оба профиля образованы обкаткой производящих окружностей по начальным окружностям шестерни и колеса. Обычно принимают диаметр производящей окружности dпр = (0,35…0,4)d. В следствие этого циклоидальное зацепление по сравнению с эвольвентным более чувствительно к неточностям межосевого расстояния. Достоинства циклоидального зацепления: 1) Пониженные по сравнению с эвольвентным зацеплением контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев. 2) Уменьшенный коэффициент скольжения зубьев при одном и том же коэффициенте перекрытия . 3) Повышенная плавность работы передачи вследствие увеличения коэффициента перекрытия зубьев.

Недостатки циклоидального зацепления: Недостатки циклоидального зацепления: 1) Сложность инструментального профиля (две циклоиды по сравнению с прямой у эвольвентного зацепления). 2) Высокая чувствительность к ошибкам в исполнении межосевого расстояния. 3) Трудности ремонта передачи – при изготовлении заменяющего колеса необходимо точно знать размеры производящей окружности. Циклоидальное зацепление находит применение в винтовых насосах и компрессорах, в счетчиках оборотов и некоторых других устройствах. Частным случаем циклоидального зацепления является цевочное зацепление. В цевочном зацеплении радиус производящей окружности одного из колес выбирается равным радиусу начальной (полоидной) окружности (рис. 4.4).

В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку, что позволяет зубья первого колеса выполнить в форме цилиндрических пальцев, называемых цевками, укрепленных между двумя дисками; сопряженное колесо при этом выполняется как зубчатое. Преимуществом цевочного зацепления является возможность отказаться от фрезерования зубцов цевочного колеса. Кроме того, цевки можно сделать вращающимися, заменив трение скольжения между зубьями колес трением качения, что увеличивает КПД передачи. В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку, что позволяет зубья первого колеса выполнить в форме цилиндрических пальцев, называемых цевками, укрепленных между двумя дисками; сопряженное колесо при этом выполняется как зубчатое. Преимуществом цевочного зацепления является возможность отказаться от фрезерования зубцов цевочного колеса. Кроме того, цевки можно сделать вращающимися, заменив трение скольжения между зубьями колес трением качения, что увеличивает КПД передачи. Цевочное зацепление может быть как внешним, так и внутренним. Цевочное зацепление применяется в зубчатых механизмах больших габаритов: в подъемно-транспортных механизмах, в механизмах поворота орудийных башен, в некоторых типах планетарных редукторов. Во всех этих механизмах цевочным выполняют большее колесо, что позволяет отказаться от крупногабаритных зубофрезерных станков. Кроме того, в военной технике цевочное зацепление широко применяется в гусеничных движителях МГМ для зацепления ведущего колеса с гусеницей, обеспечивая равномерность движения гусеницы при равномерном вращении ведущего колеса и безударное взаимодействие цевок гусеничной цепи с его впадинами.

Передача с круговым профилем зуба предложена инженер-полковником академии им. Н.Е. Жуковского М.Л. Новиковым в 1954 году, а зацепление, использованное в этой передаче, стало называться зацеплением М.Л. Новикова. Передача с круговым профилем зуба предложена инженер-полковником академии им. Н.Е. Жуковского М.Л. Новиковым в 1954 году, а зацепление, использованное в этой передаче, стало называться зацеплением М.Л. Новикова.

При выполнении зуба ведущего колеса с вогнутым профилем (вращение левого колеса на рис. 4.5 против часовой стрелки) точка контакта зубьев всегда будет расположена перед полюсом зацепления, поэтому такое зацепление называют дополюсным. Если же профиль зуба ведущего колеса сделать выпуклым, а ведомого вогнутым (это соответствует вращению левого колеса на рис. 4.5 по часовой стрелке), то зуб ведущего колеса будет входить в контакт уже после прохождения полюса зацепления, такое зацепление называют заполюсным. При выполнении зуба ведущего колеса с вогнутым профилем (вращение левого колеса на рис. 4.5 против часовой стрелки) точка контакта зубьев всегда будет расположена перед полюсом зацепления, поэтому такое зацепление называют дополюсным. Если же профиль зуба ведущего колеса сделать выпуклым, а ведомого вогнутым (это соответствует вращению левого колеса на рис. 4.5 по часовой стрелке), то зуб ведущего колеса будет входить в контакт уже после прохождения полюса зацепления, такое зацепление называют заполюсным.

Вследствие более высокой контактной прочности несущая способность круговинтовой передачи может до двух раз превышать несущую способность эвольвентной передачи тех же размеров. Передача Новикова работает более плавно, а её КПД из-за отсутствия взаимного скольжения зубьев несколько выше. Вследствие более высокой контактной прочности несущая способность круговинтовой передачи может до двух раз превышать несущую способность эвольвентной передачи тех же размеров. Передача Новикова работает более плавно, а её КПД из-за отсутствия взаимного скольжения зубьев несколько выше. К недостаткам передачи Новикова можно отнести повышенную чувствительность к колебаниям межосевого расстояния и некоторое снижение изломной прочности зубьев вблизи торцов зубчатого венца. Круговинтовое зацепление используют как в цилиндрических так и в конических зубчатых передачах. Поскольку эвольвентное зацепление занимает основное место в современной технике, включая военную, его свойства, критерии проектирования и прочностного расчета будут рассмотрены в последующих лекциях. Однако, информация, полученная уже в этой лекции позволяет решать основной вопрос о выборе того или иного зацепления при проектировании передачи. Представленная информация достаточно важна и при назначении условий эксплуатации передач, если известно зацепление, примененное в данной конкретной передаче.

KH – коэффициент нагрузки, учитывающий условия работы зубьев и качество их рабочих поверхностей и состоящий из произведения нескольких других коэффициентов; T1 – вращающий момент на шестерне, Нм; u - передаточное число передачи; []H – допускаемые напряжения для материалов, из которых изготовлены зубчатые колеса передачи, МПа ba – коэффициент ширины зубчатого венца колеса (венец шестерни обычно выполняется на 2…4 мм шире зубчатого венца колеса), изменяющийся обычно в пределах 0,2…0,5 в зависимости от способа закрепления валов, несущих зубчатые колеса. Полученное значение aw округляется до ближайшего большего стандартного значения. KH – коэффициент нагрузки, учитывающий условия работы зубьев и качество их рабочих поверхностей и состоящий из произведения нескольких других коэффициентов; T1 – вращающий момент на шестерне, Нм; u - передаточное число передачи; []H – допускаемые напряжения для материалов, из которых изготовлены зубчатые колеса передачи, МПа ba – коэффициент ширины зубчатого венца колеса (венец шестерни обычно выполняется на 2…4 мм шире зубчатого венца колеса), изменяющийся обычно в пределах 0,2…0,5 в зависимости от способа закрепления валов, несущих зубчатые колеса. Полученное значение aw округляется до ближайшего большего стандартного значения. Ширина зубчатого венца колеса в этом случае составит . (5.11) Далее определяется минимально допустимое значение модуля передачи ; (5.12) где Km = 3,4103 для прямозубых передач и Km = 2,8103 для косозубых передач; KF – коэффициент нагрузки, зависящий от точности изготовления передачи, режима её работы и качества материалов зубчатых колес.

Максимально возможное значение модуля зацепления определяют из условия неподрезания зубьев шестерни у основания Максимально возможное значение модуля зацепления определяют из условия неподрезания зубьев шестерни у основания . (5.13) В полученном диапазоне mmin…mmax выбирают стандартное значение модуля, учитывая, что при малом значении модуля увеличивается коэффициент перекрытия зубьев, повышается КПД, снижается уровень шума, уменьшаются отходы металла в стружку, сокращается трудоемкость изготовления колеса, но при больших значениях модуля передача менее чувствительна к неточности межосевого расстояния, выше изгибная прочность зубьев её колес. Для косозубой передачи определяем минимальный угол наклона зуба (5.14) Далее определяют числа зубьев шестерни и колеса и (5.14) Полученные расчетом числа зубьев округляют до ближайшего целого значения и уточняют фактическое передаточное число и фактический угол наклона зубьев

где - коэффициент ширины зубчатого венца. где - коэффициент ширины зубчатого венца. Число зубьев колеса вычисляют по эмпирической формуле ; (5.19) где коэффициент С изменяется в пределах от 11,2 до 18 в зависимости от вида термической обработки рабочих поверхностей зубьев. Далее вычисляют число зубьев шестерни ; (5.20) Полученные числа зубьев округляют до ближайших целых величин и определяют фактическое передаточное число uф = z2/z1 с точностью не ниже 4-х знаков после запятой. После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности зуба при изгибе

После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности зуба при изгибе После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности зуба при изгибе ; (5.21) Далее определяют углы делительных конусов и ; внешнее конусное расстояние и среднее конусное расстояние . Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса находят по идентичным выражениям . (5.22) Таким образом в настоящей лекции представлены основные соотношения, необходимые для выполнения проектного расчета цилиндрических и конических зубчатых колес с эвольвентным профилем зуба. Методику проверочного расчета, а также проектного расчета передач с неэвольвентными зубчатыми колесами можно найти в учебной и справочной литературе.

Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина тангенса угла подъёма  винтовой линии нарезки червяка Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина тангенса угла подъёма  винтовой линии нарезки червяка (6.8) Максимальный диаметр daM2 червячного колеса устанавливается в некоторой степени произвольно. Увеличение этого диаметра способствует увеличению площади контактной поверхности зубьев колеса и снижению контактных напряжений на этой поверхности, возникающих в процессе работы передачи. Чрезмерное его возрастание приводит к заострению периферийных участков зуба и исключению их из передачи рабочих нагрузок из-за повышенной гибкости. Поэтому максимальный диаметр зубьев червячного колеса daM2 имеет ограничение сверху по соотношению . (6.9)

Ширину зубчатого венца червячного колеса b2 выбирают по стандартному ряду размеров. При этом размер b2 должен удовлетворять соотношению Ширину зубчатого венца червячного колеса b2 выбирают по стандартному ряду размеров. При этом размер b2 должен удовлетворять соотношению при числе витков червяка z1 = 1 и z1 = 2 ; (6.10) а при числе витков червяка z1 = 4 . (6.11) Условный угол охвата витков червяка зубьями червячного колеса 2 (рис. 6.4). определяют по точкам пересечения боковых (торцовых) поверхностей червячного колеса с условной окружностью, диаметр которой равен , следовательно . (6.12) Межосевое расстояние для несмещенной червячной передачи составляет . (6.13) Для передачи, червячное колесо которой нарезалось со смещением инструмента, межосевое расстояние составит . (6.14)

Коэффициент полезного действия з червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой кинематической пары: Коэффициент полезного действия з червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой кинематической пары: при ведущем червяке ; (6.17) а при ведущем червячном колесе ; (6.18) где - угол трения в червячной кинематической паре, а f коэффициент трения для материалов витков червяка и зубьев червячного колеса. При    зо = 0 передача движения от червячного колеса к червяку становится невозможной – происходит самоторможение. Свойство самоторможения обратного движения широко используется в лебёдках и грузоподъёмных механизмах. Однако необходимо отметить, что у таких самотормозящихся механизмов и в прямом направлении передачи движения КПД невелик.

В червячной передаче сила Fn, действующая со стороны червяка, воспринимается, как правило, не одним, а несколькими зубьями колеса. Однако, также как и в зубчатых передачах, при выполнении расчетов эту силу принято располагать в полюсе зацепления (рис. 6.6, а). Эту силу не трудно разложить по правилу параллелограмма на три взаимно перпендикулярных составляющих Ft1, Fr1 и Fa1. Далее, согласно третьему закону Ньютона устанавливаем, что (рис. 6.6, б) Ft2 = Fa1, Fa2 = Ft1 и Fr2 = Fr1. В червячной передаче сила Fn, действующая со стороны червяка, воспринимается, как правило, не одним, а несколькими зубьями колеса. Однако, также как и в зубчатых передачах, при выполнении расчетов эту силу принято располагать в полюсе зацепления (рис. 6.6, а). Эту силу не трудно разложить по правилу параллелограмма на три взаимно перпендикулярных составляющих Ft1, Fr1 и Fa1. Далее, согласно третьему закону Ньютона устанавливаем, что (рис. 6.6, б) Ft2 = Fa1, Fa2 = Ft1 и Fr2 = Fr1.

Материалы и изготовление ЧП. Витки червяка и зубчатый венец червячного колеса должны иметь достаточную прочность и составлять антифрикционную пару, обладающую высокой износостойкостью и сопротивляемостью заеданию в условиях больших скоростей скольжения при значительных нормальных силах между контактирующими поверхностями. Для изготовления червяков применяют стали: 1. Качественные среднеуглеродистые марок 40, 45, 50. Из них изготавливают малоответственные червяки. Заготовку перед механической обработкой подвергают улучшающей термической обработке (HRCэ  36). Червяк точат на токарном станке с последующей ручной или механической шлифовкой и полировкой рабочих поверхностей витков. 2. Среднеуглеродистые легированные марок 40Х, 45Х, 40ХН, 40ХНМА, 35ХГСА для изготовления червяков ответственных передач. После предварительной обработки на токарном станке деталь подвергают улучшающей термообработке (HRCэ  45). После термообработки рабочие поверхности витков шлифуют на специальных червячно-шлифовальных станках или непосредственно на токарном станке. 3. Мало- и среднеуглеродистые легированные стали марок 20Х, 12ХН3А, 25ХГТ, 38ХМЮА для червяков высоко­нагруженных передач, работающих в реверсивном режиме. Деталь, изготовленная с минимальным припуском под окончательную обработку, подвергается поверхностной химико-термической обработке (цементация, азотирование и т.п.), после чего закаливается до высокой поверхностной твердости (HRCэ 55…65). Рабочая поверхность витков червяка шлифуется и полируется (иногда шевингуется).

Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы. Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы. Чугунный венец применяется в низкоскоростных открытых и закрытых передачах (vs  2 м/с) (серые чугуны СЧ15, СЧ20; ковкие чугуны КЧ15, КЧ20) и может отливаться за одно целое с ободом червячного колеса при отливке последнего. Для средних скоростей скольжения (2 < vs  5 м/с) зубчатые венцы червячных колес изготавливают из безоловянистых железоалюминиевых литейных бронз (Бр А9Ж3Л, Бр А10Ж4Н4Л) и латуни. Эти бронзы при высокой механической прочности обладают пониженными антизадирными свойствами, и их применяют в паре с червяками, имеющими шлифованную и полированную рабочую поверхность витков высокой твердости (HRCэ  45). Для передач с высокой скоростью скольжения (5 < vs  25 м/с) венцы червячных колёс изготавливают из оловянистых бронз (Бр О10Ф1, Бр О10Н1Ф1), обладающих в сравнении с безоловянистыми пониженной прочностью, но лучшими антизадирными свойствами. Заготовки для бронзовых венцов червячных колёс отливают в землю, в кокиль (металлическую форму) или центробежным литьём. Отливки, полученные центробежным литьём, имеют наилучшие прочностные характеристики. Заготовка для нарезания зубчатого венца может быть отлита непосредственно на ободе червячного колеса, либо в виде отдельной детали, тогда венец выполняется насадным с закреплением его как от возможности проворота, так и от продольного смещения.

В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике червячных передач, названы основные материалы, используемые для изготовления червяков и зубчатых венцов червячных колес, а также некоторые технологические сведения. Вопросы, связанные с проектным и проверочным расчетом червячных передач рассмотрим в следующей лекции. В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике червячных передач, названы основные материалы, используемые для изготовления червяков и зубчатых венцов червячных колес, а также некоторые технологические сведения. Вопросы, связанные с проектным и проверочным расчетом червячных передач рассмотрим в следующей лекции.

Фактическая скорость скольжения вычисляется по формуле Фактическая скорость скольжения вычисляется по формуле . (7.27) По полученной скорости скольжения vS и выбранной степени точности передачи назначается коэффициент динамической нагрузки KHv, а по числу витков червяка и коэффициенту его диаметра назначают коэффициент деформации червяка Kf (Коэффициенты выбирают по таблицам справочной литературы). Далее в зависимости от продолжительности работы передачи в течение суток и условий её работы определяют коэффициент режима работы передачи Kр. Определяют величину коэффициента концентрации нагрузки KH из выражения (7.28) или , (7.28а) зная коэффициент концентрации нагрузки KH и коэффициент динамической нагрузки KHv, можно вычислить коэффициент расчетной нагрузки KH

, (7.29) Проверку передачи на выносливость выполняют по формуле . (7.30) Если условие (7.30) не удовлетворяется, необходимо увеличить межосевое расстояние aw и произвести перерасчет передачи. Если же действующие напряжения Н меньше допускаемых более чем на 20%, необходимо уменьшить межосевое расстояние передачи с последующим перерасчетом параметров передачи. По реальной скорости скольжения vS (м/с) в передаче определяют коэффициент f и угол трения  , (7.31) где коэффициенты A, B и C для разных групп материалов представлены в таблице 7.9.

После этого имеется возможность уточнить КПД передачи. Принимая КПД одной подшипниковой пары равным 0,98, для передачи в целом имеем После этого имеется возможность уточнить КПД передачи. Принимая КПД одной подшипниковой пары равным 0,98, для передачи в целом имеем . (7.32) По реальному КПД уточняют вращающий момент на червяке (7.33) и вычисляют нагрузки в зацеплении . (7.34)

Допускаемые напряжения изгиба для материала венца червячного колеса составляют: Допускаемые напряжения изгиба для материала венца червячного колеса составляют: для всех бронз -при нереверсивной (односторонней) нагрузке ; (7.35) -при реверсивной (двухсторонней) нагрузке ; (7.36) для чугунных венцов при нереверсивной (односторонней) нагрузке ; (7.37) при реверсивной (двухсторонней) нагрузке ; (7.38) где Т, В и Ви – предел текучести, предел прочности и предел прочности при изгибе материала, для которого вычисляются допускаемые напряжения. Определяют число зубьев эквивалентного прямозубого колеса по формуле , (7.39)

Используя которое, коэффициент формы зуба YF2 можно вычислить по эмпирической зависимости Используя которое, коэффициент формы зуба YF2 можно вычислить по эмпирической зависимости (7.40) Проверку прочности зубьев червячного колеса на изгиб выполняют по формуле . (7.41) Если в результате расчета условие (7.41) не удовлетворяется, то прочность зуба на изгиб можно повысить за счёт увеличения модуля с последующим пересчетом всех геометрических параметров передачи, либо заменой материала венца червячного колеса на другой с более высокими механическими характеристиками. Высокое тепловыделение в червячной передаче, обусловленное её относительно малым КПД, требует принятия специальных мер для поддержания нормальной рабочей температуры деталей передачи. Допустимая температура масла в корпусе червячного редуктора обычно не должна превышать 70…90С.

Тепловой расчет червячной передаче базируется на соотношении Тепловой расчет червячной передаче базируется на соотношении (7.42) где Qвыд – тепловая мощность, выделяемая при работе передачи, Qотд – тепловая мощность, которую способно рассеять в окружающую среду охлаждающее устройство. Эти мощности могут быть вычислены по формулам , (7.43) где P1 – мощность, подводимая к червяку передачи, Aохл – площадь, омываемая охлаждающим агентом (воздух, охлаждающая вода), KТ - коэффициент теплоотдачи охлаждаемой поверхности, tМ и tо – температура масла в корпусе передачи и охлаждающего агента, соответственно. При охлаждении потоком воздуха с целью увеличения площади охлаждаемой поверхности её оребряют, причем рёбра должны быть направлены по ходу потока охлаждающего воздуха. При конвективном охлаждении свободным воздухом коэффициент теплоотдачи KT = 8…17 Вт/м2С, при вентиляторном охлаждении (вентилятор обычно закрепляют на свободном конце вала-червяка) - KT = 20…28 Вт/м2С, при водяном охлаждении - KT = 70…100 Вт/м2С

ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 2. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 1. Ременные передачи. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 33-56. Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 87-100; 241-264. Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 64-87.

Ременные передачи. Определение: Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма.

Достоинства ременных передач: Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках. Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

Классификация ременных передач (2 слайда): Классификация ременных передач (2 слайда): 1. По форме поперечного сечения ремня: 1.1 плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 2.1.а); 1.2 клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б); 1.3 поликлиноременные (наружная поверхность ремня плоская, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, в поперечном сечении имющими форму трапеции, рис. 2.1.г); 1.4 круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис. 2.1.в); 1.5 зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов). 2. По взаимному расположению валов и ремня: 2.1 открытая передача – передача с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении (шкивы вращаются в одном направлении); 2.2 перекрестная передача – передача с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях (шкивы вращаются во встречных направлениях); 2.3 полуперекрестная передача – оси валов которой перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90).

3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: 3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: 3.1 с одношкивными валами; 3.2 с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; 3.3 с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала). 4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная, трех-, четырех- и многовальная передача. 5. По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры dр1 и dр2. Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня - 2, а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива) 1. Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры dр1 и dр2. Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня - 2, а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива) 1. Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит , (2.12)

Лекция окончена. Спасибо за внимание!

Цепные передачи Лекция №7

Общие сведения Цепную передачу относят к передачам зацеплением с гибкой связью. Она состоит из ведущей и ведомой звездочек, огибаемых цепью Вращение ведущей звездочки преобразуется во вращение ведомой благодаря сцеплению цепи с зубьями. Применение. Цепные передачи применяют в станках, промышленных роботах, транспортных, сельскохозяйственных и других машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния. Достоинства и недостатки  Достоинства: передача движения и энергии на значительное расстояние между валами; достаточно высокий к.п.д., достигающий  = 0,98; меньшая, чем в ременной передаче, нагрузка на валы и подшипники и габариты; возможность передачи вращения одной цепью нескольким валам. отсутствие проскальзывания; возможность легкой замены цепи. .

Классификация По типу цепей: с роликовыми; с втулочными; с зубчатыми; с фасоннозвенными. По количеству цепей: однорядные; многорядные. По количеству ведомых звездочек : нормальные (одна ведомая звездочка); специальные ( ведомых звездочек несколько). По конструктивному исполнению: открытые (с легкими защитными кожухами) закрытые (в закрытых кожухах). Различают - понижающие и повышающие.

Типы цепей Основной геометрической характеристикой цепи является шаг P – расстояние между осями соседних шарниров. Большинство стандартных цепей имеют шаг, кратный 1 дюйму (25,4 мм).

Приводные цепи Приводные цепи по конструкции различают: втулочные; роликовые; зубчатые; фасоннозвенные. Приводные цепи стандартизированы.

Зубчатая цепь: в каждом звене имеет набор пластин (число их определяется требуемой шириной цепи), имеющих два выступа (зуба) со впадиной между ними для зуба звездочки. Эта цепь изготовляется с шарнирами трения качения. Применяют также и зубчатые цепи с шарнирами трения скольжения. Зубчатая цепь: в каждом звене имеет набор пластин (число их определяется требуемой шириной цепи), имеющих два выступа (зуба) со впадиной между ними для зуба звездочки. Эта цепь изготовляется с шарнирами трения качения. Применяют также и зубчатые цепи с шарнирами трения скольжения. Зубчатые цепи вследствие лучших условий зацепления с зубьями звездочек работают с меньшим шумом, поэтому их иногда называют бесшумными. По сравнению с другими зубчатые цепи более тяжелые, сложнее в изготовлении и дороже, поэтому их применяют ограниченно. Так как ширина зубчатых цепей может быть какой угодно (встречаются цепи шириной до 1,7 м), то их применяют для передачи больших мощностей.