Презентации по предмету " Детали машин"
презентация урока для интерактивной доски по теме

Слайд 1

Основные положения Цели и задачи раздела. Механизм, машина, деталь, сборочная единица. Требования, предъявляемые к машинам, деталям и сборочным единицам. Критерии работоспособности и расчета деталей машин. Понятие о системе автоматического проектирования.

Слайд 2

Механизм и машина Механизмом называют систему тел, предназначенную для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других тел. Машиной называют механизм или сочетание механизмов, которые служат для облегчения или замены физического или умственного труда человека и повышения его производительности.

Слайд 3

Два вида машин: 1) энергетические машины (машины преобразующие любой вид энергии в механическую и наоборот: двигатели, динамо машины, компрессоры и др.) 2) рабочие машины: технологические; транспортные; информационные.

Слайд 4

Деталь – это часть машины, изготовленная без применения сборочных операций (шпонка, болт, зубчатое колесо и т.д.). Узел – крупная сборочная единица (коробка передач, муфта, редуктор и др.) являющаяся составной частью изделия (привод машины).

Слайд 5

является изучение основ расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения с учетом режима и срока службы машины. При этом рассматриваются выбор материала и его термообработка, рациональные формы деталей, их технологичность и точность изготовления. ЦЕЛЬ КУРСА ДМ

Слайд 6

Классификация: специального назначения; общего назначения: передачи и детали передач (зубчатые колеса, цепные, ременные, червячные передачи); детали обслуживающие передачи (оси, валы, подшипники); соединения и соединительные детали (болты, гайки, разъемные и неразъемные).

Слайд 7

Требования к деталям машин: а) прочность; б) жесткость; в) износостойкость; г) малый вес и габариты; д) неприменение дефицитных материалов; е) технологичность изготовления; ж) формы и размеры должны соответствовать стандартам. (дополнительно стр. 8, ДМ, Куклин Н.Г.)

Слайд 8

Материалы применяемые в машиностроении: стали; древесина; неметаллические материалы; сплавы и т.д.

Слайд 1

ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ - Общие сведения о фрикционных передачах. - Принцип работы и устройство фрикционных передач с нерегулируемым (постоянным) передаточным числом, их достоинства, недостатки, применение. - Цилиндрическая передача гладкими катками, определение требуемой силы их прижатия. Способы прижатия и материал катков. Виды разрушения рабочих поверхностей катков. Критерий работоспособности и расчёт на прочность. - Передачи с плавным бесступенчатым регулированием передаточного числа – вариаторы. - Кинематические схемы вариаторов и их применение. - Определение диапазона регулирования.

Слайд 2

Общие сведения В фрикционной передаче вращательное движение от ведущего катка к ведомому передается силами трения, которые возникают в месте контакта двух прижатых друг к другу катков (рис. 7.1). Условие работоспособности передачи R f ≥ F t , (7.1) где F t — передаваемая окружная сила; R f — сила трения в месте контакта катков. Нарушение условия (7.1) приводит к буксованию. При буксовании ведомый каток останавливается, а ведущий скользит по нему; при этом рабочие поверхности катков изнашиваются. Для создания требуемой силы трения R f катки прижимают друг к другу силой F r , которая во много раз превышает силу F t . Рис. 7.1 Схема цилиндрической фрикционной передачи с гладким ободом

Слайд 3

Классификация передач. В зависимости от назначения различают фрикционные передачи: с нерегулируемым передаточным числом (рис. 7.1)и с бесступенчатым (плавным) регулированием передаточного числа (рис. 7.2). Такие передачи называют вариаторами. В зависимости от взаимного расположения осей валов фрикционные передачи бывают: цилиндрические — при параллельных осях (см. рис. 7.1); конические — при пересекающихся осях; лобовые — при скрещивающихся осях (см. рис. 7.2). В зависимости от условий работы фрикционные передачи подразделяют на: открытые — работают всухую и закрытые — работают в масляной ванне. В закрытых фрикционных передачах масляная ванна обеспечивает хороший отвод теплоты, делает скольжение менее опасным, увеличивает долговечность передачи. Рис. 7.2 Схема лобового вариатора

Слайд 4

Достоинства. Простота конструкции и обслуживания. Равномерность и бесшумность вращения. Возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа, причем на ходу, без остановки передачи. Невозможность аварий при перегрузках. Недостатки. Большое и неравномерное изнашивание рабочих поверхностей катков при буксовании. Большие нагрузки на валы и подшипники от прижимной силы Fr , что требует увеличения размеров валов и подшипников и, следовательно, делает передачу громоздкой. Этот недостаток ограничивает передаваемую мощность. Непостоянное передаточное число из-за проскальзывания катков.

Слайд 5

Применение. Фрикционные передачи с нерегулируемым передаточным числом в машиностроении применяют сравнительно редко. В качестве силовых передач они громоздки и малонадежны. Эти передачи используют преимущественно в приборах (спидометры, магнитофоны и др.), где требуется плавность и бесшумность работы. Фрикционные передачи с бесступенчатым регулированием — вариаторы — широко применяют в различных машинах, например в металлорежущих станках, в текстильных и транспортирующих машинах и т. д. Фрикционные передачи предназначены для мощностей, не превышающих 200 кВт, окружная скорость катков допускается до 25 м/с. 2. Материалы катков Материалы фрикционных катков должны иметь высокие коэффициент трения f (для уменьшения требуемой силы прижатия Fr ) и модули упругости Е (для уменьшения упругого скольжения и потерь на перекатывание), должны быть износостойкими и влагонепоглощающими.

Слайд 6

2. Материалы катков Материалы фрикционных катков должны иметь высокие коэффициент трения f (для уменьшения требуемой силы прижатия Fr ) и модули упругости Е (для уменьшения упругого скольжения и потерь на перекатывание), должны быть износостойкими и влагонепоглощающими. Для фрикционных катков применяют следующие сочетания материалов: Закаленная сталь по закаленной стали. Рекомендуются стали 40ХН, 18ХГТ, ШХ15 и др. Применяют в быстроходных закрытых силовых передачах. Такие передачи отличаются высокими износостойкостью и к.п.д., малыми габаритами, но требуют точного изготовления. Текстолит, гетинакс или фибра по стали. Применяют в слабонагруженных открытых передачах. Катки из этих материалов имеют пониженную износостойкость. Значение коэффициента трения f следующие: Сталь по стали (в масле) 0,04...0,05 Сталь по стали или чугуну (всухую) 0,15...0,18 Текстолит или фибра по чугуну или стали (всухую) 0,20...0,25 Сталь по бронзе (периодическое смазывание) .... 0,08...0,10 В открытых фрикционных передачах коэффициент трения f выше, прижимная сила Fr катков меньше.

Слайд 7

3. Виды разрушения рабочих поверхностей фрикционных катков Усталостное выкрашивание. Встречается в закрытых передачах, работающих при обильной смазке и защищенных от попадания абразивных частиц. Прижимная сила Fr вызывает в месте соприкасания катков высокие контактные напряжения (см. рис. 7.1), которые при работе меняются циклически вследствие перемещения места контакта по ободу. Циклическое действие контактных напряжений способствует развитию усталостных микротрещин на рабочих поверхностях и образованию мелких раковин . Для предотвращения усталостного выкрашивания производят расчет на контактную прочность. Повышение твердости поверхностей катков обеспечивает более высокие допустимые контактные напряжения. Заедание. Возникает в быстроходных сильно нагруженных передачах при разрыве масляной пленки на рабочей поверхности катков. В месте касания катков развивается высокая температура, масляный слой разрывается и катки непосредственно соприкасаются друг с другом. В результате происходит привар частиц металла с последующим отрывом от одной из поверхностей катков. Приварившиеся частицы задирают рабочие поверхности в направлении скольжения. Для предупреждения заедания применяют специальные масла. Изнашивание. Повышенное изнашивание имеют открытые передачи. Все виды разрушения рабочих поверхностей катков зависят от контактных напряжений σ н .

Слайд 8

4. Цилиндрическая фрикционная передача Передаточное число. На рис. 7.1 показана схема простейшей цилиндрической фрикционной передачи с нерегулируемым передаточным числом. Подшипники ведомого вала выполнены плавающими и находятся под действием пружины сжатия, вследствие чего обеспечивается прижимная сила F r . В передаче с цилиндрическими катками u=ω 1 / ω 2 =D 2 /[D 1 (1— ε )] ≈ D 2 /D 1 , где ε — коэффициент скольжения; ε = 0,005...0,03. В силовых передачах рекомендуется и ≤ 6 . Геометрический расчет передачи. Межосевое расстояние (см. рис. 7.1) a =(D 1 +D 2 )/2=D 1 (u+1)/2 Диаметр ведущего катка D 1 =2 a /( u +1) Диаметр ведомого катка D 2 = D 1 u

Слайд 9

Силы в передаче. При работе фрикционных передач (см. рис. 7.1) должно соблюдаться условие R ≥F t , где сила трения R f = fF r Окружная сила (7.2) Прижимная сила (7.3) где К — коэффициент нагрузки (запас сцепления) вводится для предупреждения пробуксовывания катков от перегрузок, в частности, в период пуска. Для силовых передач К= 1,25...2, для передач приборов К = 3...5. Прижимные устройства. Постоянная по значению прижимная сила катков допустима при передаче постоянной нагрузки. При переменной нагрузке прижатие катков должно изменяться автоматически, соответственно ее значению, что повышает к.п.д. и долговечность передачи. Постоянное прижатие катков осуществляют пружинами которые периодически регулируют (см. рис. 7.1). Автоматическое прижатие катков осуществляется самозатягиванием элементов передачи (см. рис. 17.11), а также нажимными устройствами, например, винтового типа.

Слайд 10

Пример Определить необходимую силу прижатия катков закрытой фрикционной цилиндрической передачи. Вращающий момент на ведомом катке Т2= 135 Н-м. Материал обоих катков — сталь. Диаметр ведомого катка D 2 = 270 мм. Решение. Окружная сила [формула (7.2)] F t = 2T 2 /D 2 = 2- 135/0,270 H = 1 кН . Для закрытой передачи (при работе в масляной ванне) f = 0,05. По формуле (7.3) прижимная сила при коэффициенте нагрузки К = 1,4 F r = KF t /f =1,43 ·10³ /0,05H= 28 кН . В данном примере прижимная сила F , больше окружной силы F в 28 раз, что является большим недостатком фрикционных передач .

Слайд 11

5. Вариаторы Назначение и характеристики. Вариаторы служат для плавного (бесступенчатого) изменения на ходу угловой скорости ведомого вала при постоянной угловой скорости ведущего. В качестве механизма главного движения применяют передачи различного типа — фрикционные, ременные, цепные. Выполняются в виде отдельных механизмов с непосредственным контактом ведущего и ведомого катков (см. рис. 7.2) или с промежуточным элементом (рис. 7.3) *.Применяются в станках, прессах, конвейерах и т. п. Бесступенчатое регулирование скорости способствует повышению производительности работы машины вследствие возможности выбора оптимального процесса, оно благоприятно для автоматизации и управления на ходу. В некоторых машинах — волочильные станы, текстильные, бумагоделательные и подобные им машины — плавное регулирование скорости является технологически обязательным. Главной характеристикой вариатора является диапазон регулирования, равный отношению максимальной угловой скорости ведомого катка ω 2 max к его минимальной угловой скорости ω 2 min Д = ω 2 max / / ω 2 min = и 2 max / и 2 min = R 2 max / R 2 min = и 2 max Рис.7.3. Схема вариатора с раздвижными конусами Практически для одноступенчатых вариаторов Д = 3...8. Вариаторы подбирают по каталогам или справочникам в зависимости от передаваемого момента, диапазона регулирования и угловой скорости ведущего вала.

Слайд 12

Разновидности вариаторов. В зависимости от формы тела качения вариаторы бывают лобовые, конусные, торовые и др. Лобовые вариаторы (см. рис. 7.2) применяют в винтовых прессах и приборах. Бесступенчатое изменение угловой скорости ведомого вала достигается передвижением малого катка вдоль вала, т. е. изменением радиуса R 2 . Допускают реверсирование вращения. Имеют интенсивный износ рабочих поверхностей катков и пониженный к.п.д. вследствие разности скоростей на площадке контакта. Так как R 1 = const , диапазон регулирования лобового вариатора Д =R 2max /R 2min (7.5) Вариаторы с раздвижными конусами (см. рис. 7.3) имеют наибольшее применение в машиностроении. Промежуточным элементом является клиновой ремень или специальная цепь. Плавное изменение угловых скоростей ведомого вала достигается раздвижением или сближением конусных катков, т. е. изменением расчетных радиусов катков R 1 и R 2 . Максимальное и минимальное значения передаточного числа: u max = ω 1 /ω 2min ≈ R 2max /R 1 min , u min = ω 1 /ω 2 max ≈ R 2min /R 1max Клиноременные вариаторы (см. рис. 7.3) просты и надежны в эксплуатации, стандартизованы. Диапазон регулирования Д = 2...3. При использовании широких ремней передаваемая мощность достигает Р = 50 кВт при к.п.д. ή =0,8. ..0, 9.

Слайд 13

Цепные вариаторы сложнее и дороже клиноременных, но компактнее, долговечнее и более надежны; обеспечивают постоянство передаточного числа; применяются для мощностей до 30 кВт; Д < 6 ; ή, =0,8.. .0,9. Торовые вариатор ы состоят из двух соосных катков с тороидной рабочей поверхностью и двух промежуточных роликов. На рис. 7.4 показана схема вариатора системы ЦНИИТмаш. Регулирование угловых скоростей производится поворотом роликов с помощью рычажного механизма, в результате чего изменяются радиусы контакта R 1 и R 2 . Текущее значение передаточного числа и = ώ 1 / ώ 2 ≈ R 2 / R 1 (7.6) Из всех вариаторов торовые наиболее компактны и совершенны, но имеют сложную конструкцию и требуют высокой точности изготовления. Отличаются высоким к. п. д. ή, — до 0,95. Многодисковые вариаторы состоят из пакетов ведущих и ведомых раздвижных конических тонких дисков, прижимаемых пружинами (рис. 7.5) . Изменение угловой скорости ώ 2 ведомого вала осуществляется радиальным смещением ведущего вала относительно ведомого. При этом изменяется расчетный радиус R 1 ведущих дисков. Долговечность повышается при работе дисков в масляной ванне. Передаточное число вариатора и = ώ 1 / ώ 2 ≈ R 2 / R 1 Диапазон регулирования Д ≤ 5 Рис. 7.4. Схема торового вариатора

Слайд 14

Пример Определить максимальную и минимальную угловые скорости вала ведомого катка и силу прижатия катков к роликам торового вариатора, работающего в масляной ванне (см. рис. 7.4). Диапазон регулирования Д = 4. Минимальный радиус катка Rmi п = 45 мм, число роликов z = 2. Ведущий вал вариатора передает мощность P 1 = 0,8 кВт при угловой скорости ώ 1 =97 рад/с. Материал катков — сталь, закаленная до твердости 61 HRC ,. Рис. 7.5. Схема многодискового вариатора

Слайд 15

Решение. 1. Из формулы (7.4) следует u max = √Д ; u min =1/ √Д Максимальная и минимальная угловые скорости вала ведомого катка: ώ 2 max = ώ 1 u max = ώ 1 √Д =97 √4 рад/с=194 рад/с; ώ 2 min = ώ 1 u min = ώ 1/ √Д =97/ √4 рад/с = 48,5 рад/с. 2.Момент вращения на ведущем катке Т 1 =Р 1 / ώ 1 =0,8 · 10 ³ /97 Нм = 8,25 Нм. 3.Максимальная окружная сила на ведущем катке Ftmax = 4.Принимаем: K = l ,5 ; для закрытой передачи f = 0,05. 5.Сила прижатия катков к роликам [формула (7.3)] F r =KF tmax /f=l,5. 92/0,05 Н = 2740 Н.

Слайд 16

Контрольные вопросы Перечислите основные виды фрикционных передач. Какими достоинствами и недостатками обладают фрикционные передачи? Какие материалы применяются для изготовления рабочих поверхностей фрикционных катков? Какими свойствами должны обладать материалы? Как обеспечивается непрерывное нажатие катков фрикционных передач? Объясните процесс усталостного выкрашивания рабочих поверхностей катков закрытой передачи. Что такое заедание рабочих поверхностей катков? Какими средствами можно предупредить его? Какие устройства называют вариаторами? Что такое диапазон регулирования вариаторов и как он определяется?

Слайд 1

РАСЧЁТ ФРИКЦИОННОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Слайд 2

Расчет на прочность и к.п.д. фрикционных передач Расчет на прочность. Для фрикционных передач с металлическими катками основным критерием работоспособности является сопротивление усталости, которое оценивается контактным напряжением [σ] н . Наибольшие контактные напряжения передач с начальным контактом по линии определяют по формуле Герца Σн = ( 7.7) Для катков из стали и других материалов с коэффициентом Пуассона μ≈ 0,3 σн =0,418 (7.8) где q = Fr / b 2 — номинальная нагрузка на единицу длины контактных линий; E пр =2 E 1 E 2 / ( E 1 + E 2 ) — приведенный модуль упругости; ρ np = R 1 R 2 /(R 1 + R 2 ) — приведенный радиус кривизны цилиндрических катков (Е 1 и Е 2 , R 1 и R 2 — соответственно модули упругости материалов и радиусы ведущего и ведомого катков); [ σ ] н - допускаемое контактное напряжение для менее прочного из материалов пары катков.

Слайд 3

Для закаленных сталей при хорошей смазке [ σ ] н = 800...1200 Н/мм2 (модуль упругости Е = 2, 1 · 100000 Н/мм ² ); для чугунов [ σ ] н =1,5σ ви (Е=100000 Н/мм ² ), где σ ви — предел прочности чугуна при изгибе; для текстолита [ σ ] н = 80...100 МПа (Е= 6 · 10 ³ Н/мм ² ). К.п.д. фрикционных передач зависит от потерь на скольжение катков и потерь в подшипниках. Скольжение в зоне контакта обусловлено деформациями поверхностей катков. Потери в подшипниках зависят от нагрузки на валы, которая определяется прижимной силой Fr . Для закрытых фрикционных передач ή = 0,88...0,93, для открытых ή =0,78...0,86.

Слайд 4

Последовательность проверочного расчёта Расчёт цилиндрической фрикционной передачи из условия контактной выносливости: выбор материала катков, если он не задан. И определение допускаемых контактных напряжений [ σ H ] ; вычисление вращающего момента Т 1 ; уточнение коэффициентов запаса сцепления К, трения скольжения f и ширины катков ψ = b / а; определение межосевого расстояния a ≥ (i+1) ³√(0,418/[ σ ]²KT 1 E пр /(f ψ i) ; • определение диаметров катков D 1 и D 2 ; • определение окружной скорости υ ; • определение ширины катков из соотношения b = ψ а (причём b тах ≤ D 1 F ); • определение силы сжатия катков F r по формуле Fr = 2КТ 1 /( f D 1 ).

Слайд 5

Контрольные вопросы Перечислите основные виды фрикционных передач. Какими достоинствами и недостатками обладают фрикционные передачи? Какие материалы применяются для изготовления рабочих поверхностей фрикционных катков? Какими свойствами должны обладать материалы? Как обеспечивается непрерывное нажатие катков фрикционных передач? Объясните процесс усталостного выкрашивания рабочих поверхностей катков закрытой передачи. Что такое заедание рабочих поверхностей катков? Какими средствами можно предупредить его? Какие устройства называют вариаторами? Что такое диапазон регулирования вариаторов и как он определяется?

Слайд 1

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ Общие сведения о зубчатых передачах. Характеристики, классификация и область применения зубчатых передач. Основы теории зубчатого зацепления. Зацепление двух эвольвентных колес. Зацепление шестерни с рейкой. Краткие сведения об изготовлении зубчатых колес. Подрезание зубьев. Виды разрушений зубчатых колес. Основные критерии работоспособности и расчета. Материалы и допускаемые напряжения.

Слайд 2

Общие сведения В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес ( 8.1,а-в).Меньшее зубчатое колесо принято называть шестеренкой, большее – колесом. Термин «зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2. Зубчатые передачи – самый распространенный вид механических передач, так как могут надежно передавать мощности от долей до десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 275 м/с. Зубчатые передачи широко применяют во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Достоинства. 1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей. 2. Малые габариты. 3. Большая долговечность. 4. Высокий к.п.д. 5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники. 6. Постоянство передаточного числа. 7. Простота обслуживания. Рис. 8.1. Цилиндрические зубчатые передачи внешнего зацепления

Слайд 3

Недостатки. 1. Относительно высокие требования к точности изготовления и монтажа. 2. Шум при больших скоростях. Классификация. В зависимости от взаимного расположения геометрических осей валов зубчатые передачи бывают: цилиндрические — при параллельных осях (рис. 8.1); конические — при пересекающихся осях (рис. 8.2, а, б); винтовые — при скрещивающихся осях (рис. 8.3). Винтовые зубчатые передачи характеризуются повышенным скольжением в зацеплении и низкой нагрузочной способностью, поэтому имеют ограниченное применение. Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяют реечную передачу (рис. 8.4), которая является частным случаем цилиндрической зубчатой передачи. Рейку рассматривают как колесо, диаметр которого увеличен до бесконечности.

Слайд 4

Рис. 8.2. Конические зубчатые передачи: Рис. 8.4. Реечная передача а — прямозубая; б — с круговым зубом Рис. 8.4. Реечная передача Рис. 8.5. Цилиндрическая прямозубая передача внутреннего зацепления

Слайд 5

В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают (см. рис. 8.1) передачи: прямозубые (а), косозубые (б), шевронные (в) и с круговыми зубьями (см. рис. 8.2, б). В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные, с зацеплением Новикова, циклоидальные. В современном машиностроении широко применяют эвольвентное зацепление *. В 1954 г. М. Л. Новиков предложил принципиально новое зацепление, в котором профиль зуба очерчен дугами окружностей. Это зацепление возможно лишь при косых зубьях. Циклоидальное зацепление в настоящее время сохранилось в приборах и часах. В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают внешнего (см. рис. 8.1) и внутреннего (рис. 8.5) зацепления . Ниже рассматриваются передачи внешнего зацепления, как наиболее распространенные. B зависимости от конструктивного исполнения различают открытые и закрытые зубчатые передачи . В открытых передачах зубья колес работают всухую или периодически смазываются пластичным смазочным материалом и не защищены от влияния внешней среды. Закрытые передачи помещаются в пыле- и влагонепроницаемые корпуса (картеры) и работают в масляной ванне (зубчатое колесо погружают в масло на глубину до '/3 радиуса). В зависимости от числа ступеней зубчатые передачи бывают одно- и многоступенчатые (см. рис. 12.2). В зависимости от относительного характера движения валов различают рядовые зубчатые передачи (см. рис. 8.1) и планетарные (см. рис. 12.1).

Слайд 6

Основы теории зубчатого зацепления Профили зубьев пары колес должны быть сопряженными, т. е. заданному профилю зуба одного колеса должен соответствовать вполне определенный профиль зуба другого колеса. Чтобы обеспечить постоянство передаточного числа, профили зубьев нужно очертить такими кривыми, которые удовлетворяли бы требованиям основной теоремы зацепления.

Слайд 7

Рис. 8.6. Схема к доказательству основной теоремы зацепления

Слайд 8

Основная теорема зацепления. Для доказательства теоремы рассмотрим пару сопряженных зубьев в зацеплении (рис. 8.6). Профили зубьев шестерни и колеса касаются в точке S , называемой точкой зацепления. Центры вращения О 1 и О 2 расположены на неизменном расстоянии а w друг от друга. Зуб шестерни, вращаясь с угловой скоростью ω 1 , оказывает силовое действие на зуб колеса, сообщая последнему угловую скорость ω 2 . Проведем через точку S общую для обоих профилей касательную ТТ и нормаль NN. Окружные скорости точки S относительно центров вращения O 1 и О 2 : v 1 =O 1 S ω 1 и v 2 =O 2 S ω 2 . Разложим v 1 и v 2 на составляющие v ` 2 и v ` 1 по направлению нормали NN и составляющие v `` 1 и v `` 2 { по направлению касательной ТТ. Для обеспечения постоянного касания профилей необходимо соблюдение условия v ` 1 = v ` 2 , в противном случае при v ` 1 < v ` 2 зуб шестерни отстанет от зуба колеса, а при v ` 1 > v ` 2 , произойдет врезание зубьев. Опустим из центров О 1 и О 2 , перпендикуляры О 1 В и О 2 С на нормаль NN. Из подобия треугольников ae S и BSO 1 v ` 1 / v 1 = O 1 B / O 1 S , откуда v` 1 = Из подобия треугольников af S и CSO 2 v ` 2 / v 2 = O 2 C / O 2 S , откуда v ` 2 = ( v 2 / O 2 S ) O 2 C = ω 2 O 2 C . Ho v ` 1 = v ` 2 , следовательно, ω 1 O 1 B = ω 2 O 2 C .

Слайд 9

Передаточное число u= ω 1 / ω 2 =O 2 C/O 1 B. (8.1) Нормаль NN пересекает линию центров О 1 О 2 в точке /7, называемой полюсом зацепления. Из подобия треугольников О 2 /7С и О 1 ПВ O 2 C / O 1 B =О 2 П/О 1 П= r w 2 / r w 1 (8.2) Сравнивая отношения (8.1) и (8.2), получаем u = ω 1 / ω 2 = r w 2 /r w 1 =const (8.3) Таким образом, основная теорема зацепления формулируется: для обеспечения постоянного передаточного числа зубчатых колес профили их зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых общая нормаль NN , проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами О 1 О 2 на части, обратно пропорциональные угловым скоростям.

Слайд 10

Полюс зацепления П сохраняет неизменное положение на линии центров О 1 О 2 , следовательно, радиусы r w 2 и r w 1 также неизменны. Окружности радиусов r w 2 и r w 1 называют начальными. При вращении зубчатых колес начальные окружности перекатываются друг по другу без скольжения, о чем свидетельствует равенство их окружных скоростей ( ω 1 r w 1 = ω 2 r w 2 полученное из формулы (8.3). Из множества кривых, удовлетворяющих требованиям основной теоремы зацепления, практическое применение в современном машиностроении получила эвольвента окружности, которая: а)позволяет сравнительно просто и точно получить профиль зуба в процессе нарезания; б)без нарушения правильности зацепления допускает некоторое изменение межосевого расстояния а w (это изменение может возникнуть в результате неточностей изготовления и сборки).

Слайд 11

Эвольвента окружности (рис. 8.7). Эвольвентой окружности называют кривую , которую описывает точка S прямой NN , перекатываемой без скольжения по окружности радиуса r ь. Эта окружность называется эволютой или основной окружностью, а перекатываемая прямая NN — производящей прямой. Характер эвольвентного зубчатого зацепления определяется свойствами эвольвенты. Производящая прямая NN является одновременно касательной к основной окружности и нормалью ко всем производимым ею эвольвентам. Две эвольвенты одной и той же основной окружности эквидистантны *. С увеличением радиуса r ь основной окружности эвольвента становится более пологой и при rb обращается в прямую. Радиус кривизны эвольвенты в точке S 2 равен длине дуги SoB основной окружности. Центр кривизны эвольвенты в данной точке находится на основной окружности.

Слайд 12

Рис. 8.7. Схема образования эвольвенты Рис. 8.8. Схема образования эвольвентного зацепления

Слайд 13

Образование эвольвентного зацепления Пусть заданы межосевое расстояние а w и передаточное число и зубчатой передачи (рис. 8.8). При известных a w = r w 1 + r w 2 и u = r w 2 / r w 1 определим радиусы начальных окружностей r w 1 = a w / (u+1) и r w 2 — и r w 1 и отметим на линии центров О 1 О 2 положение полюса зацепления П. Из центра O 1 опишем некоторым радиусом rb 1 основную окружность и произведем ее развертку. Получим эвольвентныи профиль А 1 зуба шестерни. На основании основной теоремы зацепления и первого свойства эвольвенты проведем через полюс П нормаль NN , которая определит точку зацепления S сопряженных профилей. Опустим из центра О 2 перпендикуляр О 2 С на нормаль NN и радиусом rь 2 = О 2 С опишем основную окружность, развертка которой даст эвольвентныи профиль a 2 зуба колеса. Построенные профили сопряженные, так как, касаясь в точке S , они имеют общую нормаль NN. Эта нормаль касается обеих основных окружностей и является производящей прямой эвольвент обоих профилей. При вращении колес точка зацепления S эвольвентных профилей перемещается по общей нормали NN (рис. 8.9) — геометрическому месту точек зацепления сопряженных профилей и называется линией зацепления.

Слайд 14

Линия зацепления NN является одновременно линией давления, так как сила давления профиля зуба шестерни на профиль зуба колеса (в предположении отсутствия сил трения) действует по общей нормали NN к обоим профилям. Угол α w , образованный линией зацепления NN (см. рис. 8.8) и общей касательной ТТ к начальным окружностям, называется углом зацепления. Из подобия треугольников О 2 ПС и О 1 ПВ (см. рис. 8.8) О 2 П/О 1 П= O 2 C / O 1 B или r w 2 / r w 1 = rb 2 = rb 1 Из формулы (8.3) следует u = ω 1 / ω 2 = r w 2 / r w 1 = rb 2 / rb 1 = cons t , т. е. отношение угловых скоростей двух сопряженных эвольвентных профилей обратно пропорционально радиусам основных окружностей и не зависит от расстояния а ω между центрами этих окружностей.

Слайд 15

Рис. 8.9. Положения сопряжённых профилей зубьев в начале и конце

Слайд 16

Независимость передаточного числа и от изменения межосевого расстояния a w можно проследить на следующем примере. Пусть на рис. 8.10, а изображено зацепление при заданном расстоянии а w и передаточном числе и. Изменим межосевое расстояние этого зацепления до a w + ∆ a w (рис. 8.10, б). Сопоставляя рисунки, видим, что в зацеплении с расстоянием а ш + Ла ш возникли новые начальные окружности с радиусами r ` w 2 и r ` w 1 . Радиусы основных окружностей не изменились, так как не изменились профили зубьев, они остались очерченными теми же эвольвентами. Из подобия треугольников О 2 СП и О 1 ВП (рис. 8.10, б) r‘ w2 /r‘ w1 = r Ь 2 /r ь 1 = Const. Таким образом, правильность эвольвентного зацепления не нарушится при изменении межосевого расстояния aw . Это свойство является важным преимуществом эвольвентного зацепления перед циклоидальным, весьма чувствительным к изменению расстояния а w .

Слайд 17

Рис. 8.10. Схема к доказательству независимости и от aw

Слайд 18

Основные элементы и характеристики эвольвентного зацепления Начальные окружности * (рис. 8.19). Проведем из центров О 1 и О 2 через полюс П две окружности, которые в процессе зацепления перекатываются одна по другой без скольжения . Эти окружности называют начальными . При изменении межосевого расстояния a w (см. рис. 8.10) меняются и диаметры d w начальных окружностей шестерни и колеса. Следовательно, у пары зубчатых колес может быть множество начальных окружностей. У отдельно взятого колеса начальной окружности не существует. Согласно рис. 8.19 межосевое расстоянии a w =d w1 /2+d w2 /2=d w1 (u+1)/2 (8.4) Делительная окружность (рис. 8.19). Окружность, на которой шаг р и угол зацепления a w соответственно равны шагу и углу профиля α инструментальной рейки, называется делительной . Эта окружность принадлежит отдельно взятому колесу. При изменении межосевого расстояния ее диаметр d остается неизменным. Делительные окружности совпадают с начальными, если межосевое расстояние а ш пары зубчатых колес равно сумме радиусов делительных окружностей, т. е. a w = d 1 /2+d 2 /2=d 1 (u+1)/2 (8.5) У подавляющего большинства зубчатых передач диаметры делительных и начальных окружностей совпадают, т. е. D 1 = d w 1 и d 2 = d w 2 . Исключение составляют передачи с угловой коррекцией (см. ниже).

Слайд 19

Рис. 8.19. Основные геометрические параметры эвольвентного зацепления

Слайд 20

Окружной шаг зубьев р (рис. 8.19). Расстояние между одноименными сторонами двух соседних зубьев, взятое по дуге делительной окружности, называется окружным шагом зубьев по делительной окружности . Для пары сцепляющихся колес окружной шаг должен быть одинаковым. Основной шаг рь измеряют по основной окружности. На основании второго и четвертого свойств эвольвенты расстояние по нормали между одноименными сторонами двух соседних зубьев равно шагу рь (см. рис. 8.7). Из треугольника O 2 П B (см. рис. 8.19) диаметр основной окружности db 2 = 2 rb 2 = d 2 cos α w , откуда Pb = p cos a w Окружная толщина зуба s t и окружная ширина впадины e t по дуге делительной окружности нормального колеса теоретически равны. Однако при изготовлении колес на теоретический размер st назначают такое расположение допуска, при котором зуб получается тоньше, вследствие чего гарантируется боковой зазор j , необходимый для нормального зацепления. По делительной окружности всегда s t + e t = p

Слайд 21

Окружной модуль зубьев . Из определения шага следует, что длина делительной окружности зубчатого колеса πd = pz , где z — число зубьев. Следовательно, d = pz / π . , Шаг зубьев р так же, как и длина окружности, включает в себя трансцендентное число я, а потому шаг — также число трансцендентное. Для удобства расчетов и измерения зубчатых колес в качестве основного расчетного параметра принято рациональное число р/ π , которое называют модулем зубьев т и измеряют в миллиметрах: (8.7) тогда (8.8) или (8.9) Модулем зубьев т называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб . Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым. Для обеспечения взаимозаменяемости зубчатых колес и унификации зуборезного инструмента значения m регламентированы стандартом (табл. 8.1).

Слайд 22

Высота головки и ножки зуба . Делительная окружность рассекает зуб по высоте на головку h a и ножку h f . Для создания радиального зазора с (см. рис. 8.19) h f = h a + c (8.10) где с — см. 6. Для нормального (некорригированного) зацепления h a = m . Длина активной линии зацепления . При вращении зубчатых колес точка зацепления S (см. рис. 8.9) пары зубьев перемещается по линии зацепления NN. Зацепление профилей начинается в точке S ` пересечения линии зацепления с окружностью вершин колеса и заканчивается в точке S " пересечения линии зацепления с окружностью вершин шестерни. Отрезок S ' S " линии зацепления называется длиной активной линии зацепления и обозначается g a . Длину g a легко определить графически, для чего радиусами окружностей вершин обоих колес отсекают на линии зацепления NN отрезок S ' S " и замеряют g a .

Слайд 23

Коэффициент торцового перекрытия . Непрерывность работы зубчатой передачи возможна при условии, когда последующая пара зубьев входит в зацепление до выхода предыдущей, т. е. когда обеспечивается перекрытие работы одной пары зубьев другой. Чем больше пар зубьев одновременно находится в зацеплении, тем выше плавность передачи. За период работы пары зубьев точка их зацепления проходит путь, равный длине g a (см. рис. 8.9) , а расстояние между профилями соседних зубьев по линии зацепления равно основному шагу р ь (см. рис. 8.7). При g a >р ь обеспечивается необходимое перекрытие работы зубьев. Коэффициентом торцового перекрытия ε α называется отношение длины активной линии зацепления к основному шагу: ε α = g a / p b или приближенно ε α = [1,88 — 3,2 (l/z, + l/z 2 )]cos β , (8.1) где z 1 и z 2 — числа зубьев шестерни и колеса; β — угол наклона линии зуба косозубого колеса (см. рис. 10.1). По условию непрерывности зацепления должно быть ε α >1. С увеличением z увеличивается и ε α

Слайд 1

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОСОЗУБЫЕ ПЕРЕДАЧИ Косозубые цилиндрические передачи. Геометрические соотношения. Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес. Расчет на контактную прочность и изгиб. Косозубые цилиндрические передачи. Особенности геометрии и расчета на прочность.

Слайд 2

Общие сведения Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре, называют косозубыми . В отличие от прямозубой в косозубой передаче зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Увеличивается время контакта одной пары зубьев, в течение которого входят новые пары зубьев, нагрузка передается по большому числу контактных линий, что значительно снижает шум и динамические нагрузки. Если к передачам не предъявляют специальных требований, то колеса нарезают правыми, а шестерни — левыми. Рис. 10.1. Косозубая передач

Слайд 3

У косозубого колеса (рис. 10.2) расстояние между зубьями можно измерить в торцовом, или окружном ( t — t ), и нормальном (п — п ) направлениях. В первом случае получим окружной шаг p t , во втором — нормальный шаг р. Различными в этих направлениях будут и модули зацепления: m t = p t /π; m = p/π, где m t , и m — окружной и нормальный модули зубьев. Согласно рис. 10.2

Слайд 4

где р — угол наклона зуба на делительном цилиндре. Нормальный модуль m должен соответствовать стандарту (табл. 8.1) и являться исходной величиной при геометрических расчетах. Делительный и начальный диаметры d = dw = m t z = mz / cos β . (10.1) Косозубое колесо нарезают тем же инструментом, что и прямозубые. Наклон зуба получают поворотом инструмента на угол р. Профиль косого зуба в нормальном сечении соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямого зуба модуля т.

Слайд 5

Высоты головки косого зуба ha и ножки hf соответственно равны: h a = m; h f = 1,25m (10.2) Диаметр вершин d a = d + 2 m Межосевое расстояние a w = (10.4) В косозубой передаче, меняя значение угла β, можно незначительно изменить a w . Прямозубую передачу можно рассматривать как частный случай косозубой, у которой β = 0.

Слайд 6

Силы в зацеплении В косозубой передаче нормальная сила F n составляет угол β с торцом колеса (рис. 10.3). Разложив F n на составляющие, получим: радиальную силу F r = F t tgα/cos β, (10.6) где F t = 2 T 2 / d 2 — окружная сила; осевую силу F a =F t tg β (10.7) При определении направлений сил учитывают направление вращения колес и направление наклона зуба (правое или левое). Осевая сила Fa дополнительно нагружает подшипники, возрастая с увеличением β . По этой причине для косозубых колес принимают β = 8...18°. Наличие в зацеплении осевых сил является недостатком косозубой передачи. Рис. 10.3. Схема сил в косозубой передаче

Слайд 7

Расчет на контактную прочность Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев уменьшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых. Проектировочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для стальной косозубой пары а w = 43 (u+1) где Т 2 — в Н-мм; [σ] н — в Н/мм ² .

Слайд 8

Проверочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи контактные напряжения в σ H = поверхностном слое косых зубьев где дополнительно по стандарту: Z H ≈ 1,76 cos β — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Среднее значение Z H ≈ l ,71; Z ε = √1/ ε α — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (здесь ε α см. § 8.8). Среднее значение Zε ≈ 0,8; Z M = 275 Н1/2/мм — для стальных колес (см. § 9.4).

Слайд 9

Следовательно, где F t — в H ; d 2 , b 2 — в мм; К На — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес 7...8-й степени точности: K Ha = 1,04...1,09 при v 5 м/с, K Ha =1,07...1,13 при v = 5...10 м/с; К нβ — коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца (см. § 9.4); Кн v — коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач рекомендуется: Кн v — 1,02... 1,06 при любой твердости зубьев и v 10м/с, К Н v —1,1 при твердости зубьев Н350 НВ и v = 10.. .20 м/с, Кн v = 1,05 при твердости зубьев Н>350 НВ и v = 10.. .20 м/с.

Слайд 10

Расчет на изгиб Аналогично расчету прямозубой передачи [см. формулу (9.12)] условия прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса косозубой передачи (10.10) σ F 1 = σ F 2 Y F 1 / Y F 2 [ σ ] F 1 (10.11) где Y F — коэффициент формы зуба, выбирают по эквивалентному числу зубьев z v (см. табл. 9.3); Yβ = 1 —β/140° — коэффициент, учитывающий наклон зуба; K Fa — коэффициент, учитывающий распределение на­грузки между зубьями. Для косозубых колес при v10 м/с и 7...8-й степеней точности К Fa = 0,81...0,91; K Fβ — коэффициент, учитывающий распределение на­грузки по ширине венца (см. § 9.5); К Fv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Для косозубых передач при v м/с: K Fv =1,2 при твердости зубьев колеса Н350 НВ, K Fv =1,1 при твердости зубьев колеса Н>350 НВ.

Слайд 11

Контрольные вопросы Каковы преимущества косозубых передач по сравнению с прямо­зубыми? Как влияет на работу косозубой передачи изменение угла наклона зубьев? Рекомендуемые значения этих углов. Какие модули зацепления различают для косозубых колес и какова зависимость между ними? Какой модуль стандартизован и почему? От каких факторов зависят направления окружной и осевой сил в косозубой передаче? Как влияет изменение диаметра зубчатых колес на их контактную прочность? В каких случаях применяют шевронные зубчатые колеса и какими достоинствами они обладают по сравнению с косозубыми? Недостатки шевронных колес. Какие рекомендуются углы наклона зубьев шевронных колес и по­чему допускается их большая величина, чем у косозубых? Достоинства и недостатки зубчатой передачи с зацеплением Новикова по сравнению с зубчатой передачей с эвольвентным зацеплением.

Слайд 1

ПЕРЕДАЧА ВИНТ— ГАЙКА Винтовая передача. Передачи с трением скольжения и трением качения. Виды разрушения. Материалы винтовой пары. Расчёт передачи.

Слайд 2

Общие сведения Передача винт — гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное, при этом гайка и винт могут иметь либо одно из названных движений, либо оба движения вместе. Достоинства. 1. Простота конструкции и изготовления. 2. Компактность при высокой нагрузочной способности. 3. Высокая надежность. 4. Плавность и бесшумность. 5. Большой выигрыш в силе. 6. Возможность обеспечения медленных перемещений с большой точностью. Недостатки. 1. Повышенный износ резьбы вследствие большого трения. 2. Низкий .к.п.д.

Слайд 3

Применение. Передача винт — гайка широко применяется: для создания больших сил (прессы, домкраты, тиски и т. п.); для точных перемещений (механизмы подачи станков, измерительные приборы, установочные и регулировочные устройства).

Слайд 4

Разновидности винтов передачи. В зависимости от назначения передачи винты бывают: 1) грузовые , применяемые для создания больших осевых сил. При знакопеременной нагрузке имеют трапецеидальную резьбу, при большой односторонней нагрузке — упорную. Гайки грузовых винтов цельные (рис. 14.1, а). В домкратах (рис. 14.2) для большого выигрыша в силе и обеспечения самоторможения применяют однозаходную резьбу с малым углом подъема ψ ;(см. § 3.9);

Слайд 5

2) х о д о в ы е , применяемые для перемещений в механизмах подачи. Для уменьшения трения имеют преимущественно трапецеидальную многозаходную резьбу. Для устранения «мертвого» хода из-за износа резьбы гайки ходовых винтов выполняют разъемными (см. рис. 14.1, б);

Слайд 6

3) установочные , применяемые для точных перемещений и регулировок. Имеют метрическую резьбу. Для обеспечения безлюфтовой передачи гайки делают сдвоенными (см. рис. 14.1, в). В механизмах точных перемещений, где важно малое трение и отсутствие зазора в резьбе, применяют шариковые пары, в которых трение скольжения заменено трением качения (рис. 14.3). К.п.д. такой передачи достигает 0,95.

Слайд 7

Материалы винта и гайки должны представлять антифрикционную пару, т. е. быть износостойкими и иметь невысокий коэффициент трения. Выбор марки материала зависит от назначения передачи, условий работы и способа обработки резьбы. Для винтов рекомендуются стали Ст5, 45, 50, 40ХГ и др. В ответственных передачах для повышения износостойкости применяют закалку винтов с последующей шлифовкой резьбы. Гайки ответственных передач изготовляют из оловянных бронз БрО10Ф1, БрО5Ц5С5 и др., а в тихоходных передачах — из антифрикционных чугунов АЧВ-1, АЧС-3 и др.

Слайд 1

ПЕРЕДАЧА ВИНТ— ГАЙКА Расчет передачи

Слайд 2

Основной причиной выхода из строя винтов и гаек является большое изнашивание их резьбы. Поэтому при определении раз­меров передачи исходят из расчета на износостойкость резьбы по допускаемому давлению [ризн]с последующей проверкой винта на прочность. Потери устойчивости длинных сжатых винтов могут быть также причиной разрушения передачи.

Слайд 3

Расчет передачи на износостойкость (из условия не выдавливаемости смазочного материала) ведут, предполагая, что нагрузка по виткам резьбы распределяется равномерно: ρ изн = (14.1) где F — осевая сила; А — площадь рабочей поверхности витка; d 2 — средний диаметр резьбы; H 1 — рабочая высота профиля (см. рис. 3.6; 3.10; 3.11); z — число витков в гайке высотой H , z = H р, (14.2) где р — шаг резьбы.

Слайд 4

Подставив в формулу (14.1) значением и выразив Н=ψ н d 2 , a h 1 = ζp , получим формулу для проектировочного расчета передачи: d 2 (14.3) где ψ H = H / d 2 — коэффициент высоты гайки; для цельных гаек ψ H = 1,2...2,5; для разъемных и сдвоенных гаек ψ H = 2,5...3,5; ζ — коэффициент рабочей высоты профиля резьбы: для трапецеидальной резьбы 5=0,5 (см. рис. 3.10); для упорной ζ = = 0,75 (см. рис. 3.11); для треугольной ζ = 0,541 (см. рис. 3.6).

Слайд 5

Наружный диаметр гайки D (см. рис. 14.1, а) определяют из условия прочности ее тела на растяжение и кручение: D (14.4) где F расч см. в формуле (3.11); [σ] р см. ниже; d — наружный диаметр резьбы.

Слайд 6

Диаметр буртика гайки D 1 определяется из условия прочности на смятие: D ≥

Слайд 7

Для равномерного распределения нагрузки по виткам резьбы высоту буртика гайки а принимают a =0,25 H (14.6)

Слайд 8

Длину винта выбирают конструктивно в зависимости от требуемой величины перемещения l 0 . Для домкратов рекомендуется l 0 =(8...10) d (см. рис. 14.2).

Слайд 9

Сильно нагруженные винты проверяют на прочность по гипотезе энергии σ E = формоизменения: где σ E — эквивалентное напряжение для опасной точки винта; N и М к — продольная сила и крутящий момент, возникающие в проверяемом поперечном сечении винта; d 1 — внутренний диаметр резьбы.

Слайд 10

Сжатые винты проверяют расчетом на устойчивость по условию устойчивости S У =σ кр /σ≥[ S Y ] (14.8) где s y — расчетный коэффициент запаса устойчивости; [ s y ] — допускаемый (требуемый) коэффициент запаса устойчивости: для грузовых и ходовых винтов принимают [ s y ]=4...5; σ = 4 N /( πd 1 ² ) —расчетное напряжение в поперечном сечении винта; σ кр — критическое напряжение, возникающее в поперечном сечении винта.

Слайд 11

В зависимости от метода определения σ кр при расчете на устойчивость винты делятся на три группы: 1-я г р у п п а. Винты большой гибкости, для которых должно соблюдаться условие λ ≥ λ пред , где λ — гибкость винта, зависящая от его приведенной длины и внутреннего диаметра резьбы (см. ниже); λпред — предельная гибкость для материала винта, при которой критическое напряжение в поперечном сечении винта равно пределу пропорциональности (табл. 14.1). Для этой группы винтов критическое напряжение определяют по формуле Эйлера σ кр = π ² Е/λ ² , (4.9) где Е — модуль продольной упругости материала винта.

Слайд 12

2-я группа. Винты средней гибкости, для которых должно соблюдаться условие λ о ≤λ≤λ пред , где λ 0 — гибкость, при которой критическое напряжение в поперечном сечении винта равно пределу текучести σ т (табл. 14.1). Для этой группы винтов критическое напряжение определяют по формуле Ясинского σ кр =а- bλ ( 14.10) где а и b — эмпирические коэффициенты, имеющие единицу напряжения и зависящие от материала винта (табл. 14.1).

Слайд 13

3-я группа. Винты малой гибкости, для которых соблюдается условие λ<λо. Для этой группы винтов принимают σ кр = σ т , т. е. нет надобности в специальном расчете на устойчивость. Из курса сопротивления материалов известно, что гибкость винта λ =μl/i (14.11) где l — длина винта. Для винтов, у которых второй опорой слу­жит гайка, i равно расстоянию между опорой и серединой гайки; i = (2/ d 1 ) √ J /π— радиус инерции поперечного сечения винта; J — момент инерции поперечного сечения винта, который вычисляют по эмпирической формуле J=( π d 1 4 /64) (0,375 + 0,625d/d l ); ( 14.12) μ — коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов винта: μ= 1 — оба конца оперты шарнирно; μ = 2— один конец свободен, другой заделан; μ= 0,7—один конец заделан, другой закреплен шарнирно; μ = 0,5 — оба конца заделаны. Разъемную гайку считают шарнирной опорой.

Слайд 14

Таблица 14.1. Значения λ пред, λо, а, Ь Марка λ пред λ 0 а b стали Н/мм2 Ст5 92 57 343 1,39 45 85 60 578 3,75 50 82 50 404 1,23

Слайд 15

Допускаемые напряжения Для материалов передачи винт -гайка рекомендуются: допускаемое напряжение [σ] на растяжение или сжатие стальных винтов по формуле (3.13) при [ S T ]=3; допускаемые напряжения для материала гайки: на смятие бронзы или чугуна по чугуну или стали [σ] см =42...55 Н/мм2; на растяжение: для бронзы [ σ ] p = 34...44 Н/мм2, для чугуна [σ] р = 20...24 Н/мм2; 3)допускаемое давление в резьбе: сталь по чугуну [ ρ изн ]= 5...6 Н/мм2; сталь по бронзе [ ρ изн ]=8.. ±10 Н/мм2, закаленная сталь по бронзе [ ρ изн ]= 10... 12 Н/мм2. Для винтов домкратов и струбцинок, т. е. сравнительно редко работающих механизмов, значения [ ρ изн ] повышают на 30...40 %.

Слайд 16

Для винтов домкратов и струбцинок, т. е. сравнительно редко работающих механизмов, значения [ ρ изн ] повышают на 30...40 %.

Слайд 17

К.п.д. В передаче винт — гайка потери возникают в резьбе и в опорах. Потери в резьбе составляют главную часть. Они зависят от профиля резьбы, ее заходности, материала винтовой пары, точности изготовления и вида смазки (см. § 3.9): η в.пер = η оп η в.п = η оп tgψ /[ tg ( ψ + φ ')] (14.13) где η оп — коэффициент, учитывающий потери в опорах. Этот коэффициент зависит от конструкции винтового механизма и может колебаться в широких пределах. Так, например, для ходовых винтов станков η оп = 0,90...0,95; для домкратов и прессов η оп = 0,5. ..0, 7; при этом обычно в домкратах и прессах η оп не принимают, а вычисляют.

Слайд 18

Рекомендации по конструированию передачи винт — гайка. 1.Винты не должны иметь высокие буртики и глубокие канавки, в противном случае в местах резкого изменения поперечного сечения винта будут возникать высокие местные напряжения. 2.Во избежание сильной деформации гайки при запрессовке толщина ее тела 6^4 мм (см. рис. 14.1, а). Расчет передачи винт — гайка рекомендуется вести в последовательности, изложенной в решении примера.

Слайд 19

Пример Рассчитать передачу винт — гайка винтового пресса. Сила сжатия F = 50 кН (рис.). Ход ползуна ℓ о = 120 мм. Решение. 1. Материалы винта и гайки. Для винта принимаем Сталь 45, термообработка — улучшение (по табл. 8.4 σ т = 540 Н/мм ² ), для гайки — бронзу БрО10Ф1.

Слайд 20

2. Допускаемые напряжения: для материала винта [формула (3.13)] при [ s T ] = 3 [σ]= σ T /[ S T ]=540/3 Н/мм ² =180 Н/мм ² для материала гайки (см. § 14.2) [σ] р = 40 Н/мм ² ; [σ] см = 45 Н/мм ² ; допускаемое давление для пары сталь — бронза (см. § 14.2) [ ρ изн ] = 10 Н/мм ² . ' 3. Средний диаметр резьбы. Учитывая сравнительно небольшую силу пресса, принимаем для передачи трапецеидальную резьбу с ζ = 0,5 (см. § 14.2). Конструкцию гайки выбираем цельную (см. рис. 14.1, а), ψ н = 1,5 (см. § 14.2). Тогда средний диаметр резьбы [формула (14.3)] d 2 ≥ По табл. 3.2 d = 50 мм, р = 8 мм, d 2 = 46 mm , d 1=41 мм.

Слайд 21

4. Для большого выигрыша в силе принимаем однозаходную резьбу. Угол подъема резьбы [формула (3.1)] tgψ = p /( πd 2 )=8/ (π∙46) =0,0553; ψ = 3°10' . Приведенный угол трения [формула (3.3)] при f = 0,09 (см. § 7.2) и α' =15° (см. рис. 3.10 и 3.27) φ ' = arctg f/cos α ' = arctg 0,09/cos 1 5° = 5° 1 9'. Так как ψ<φ/, передача винт — гайка пресса самотормозящаяся.

Слайд 22

5 . Размеры гайки, а) Высота гайки H = ψ H d 2 = 1,5∙46 мм = 69 мм. Принимаем Н = 70 мм. б) Число витков в гайке [формула (14.2)] z = Н/р = 70/8 = 8,75 < z m ах = 1 0, что допустимо. в) Наружный диаметр гайки [формула (14.4)] D Принимаем D =68мм г) Диаметр буртики гайки [формула (14.5)] D 1 ≥ Принимаем D 1 =80мм д)Высота буртика гайки [формула (14.6)] а= 0,25Н=0,25∙70мм≈20м

Слайд 23

6. Проверочный расчет винта. А. Н а прочность, а) Момент в резьбе [формула (3.5)] T=F tg ( ψ + φ ′) = 50∙10 ³ (3°10' + 5°19') Н∙мм = 167,9∙ 10 ³ Н∙мм. Согласно рис. 14.4 винт опирается на ползун сплошной пятой диаметром d n = d 1 . При стальном подпятнике принимаем f = 0,17 (см. § 7.2). б) Момент трения на торце пяты [формула (3.6)] T f = Ffd n /4=50∙10 ³ ∙0,17∙41/4 Н∙мм = 85,1 • 10 ³ Н∙мм. в)Строим эпюры продольных сил N и крутящих моментов М к (см. рис. 14.4). При условии равномерного распределения нагрузки по виткам резьбы продольная сила винта в пределах гайки изменяется от F до 0, а крутящий моментот T f до T + T f . г)По эпюрам N и М к положение опасного сечения винта может быть либо выше гайки (сечение А — А), либо ниже ее (сечение Б — Б) *. Сделаем проверку для того и другого сечения. Сечение А — А. В этом сечении продольная сила N = 0, а крутящий момент M k = T + T f =(167,9∙10 ³ +85,1∙10 ³ ) Н∙мм = 253-10 ³ Н∙мм. Эквивалентное напряжение [формула (14.7)] σ Е = = 32,3Н/мм ² <[σ]=180Н/мм ² Сечение Б-Б. В этом сечении N = F , a M k = T f : σ Е = следовательно, в обоих сечениях прочность винта обеспечена.

Слайд 24

Б. На устойчивость, а) Согласно рис. 14.4 один конец винта заделан в гайке, а другой пятой опирается шарнирно на ползун. Принимаем коэффициент μ =0,7 (см. § 14.2). б)Момент инерции сечения винта [формула (14.12)] J=(πd 1 ² ² /64) (0,375 + 0,625d/d 1 ) = = ( π ∙41 ² ² /64) (0,375 + 0,625∙50/41) мм ² ² =15,7∙10 ² ² мм . в)Радиус инерции сечения винта i = (2/ d 1 ) √ J /π= (2/41) √15,7∙10 ² ² /π мм = 10,9 мм. г) Согласно рис. 14.4 длина винта ℓ = ℓ 0 + H /2 = (120 + 70/2) мм =155 мм. д) По табл. 14.1 для стали 45 λ пред = 85, λ о = 60. Гибкость винта λ=μ ℓ / i =0,7∙155/10,9=10< λ 0 Следовательно, винт малой гибкости, для которого σ кр = σ т , т. е. специальный расчет на устойчивость не нужен.

Слайд 25

Контрольные вопросы 1. Каковы достоинства и недостатки передачи винт - гайка и где ее применяют? 2.Какие резьбы применяют для грузовых винтов? Дайте их характеристику. 3.Почему передачи винт — гайка выполняют самотормозящими? 4.Каково при этом должно быть соотношение угла подъема резьбы ψ и приведенного угла трения φ'? 5. Из каких материалов изготовляют винты и гайки? 6. Чем объясняется большой выигрыш в силе в передаче винт —гайка? 7. По рис. 14.1, б и 14.1, в объясните, как устраняется люфт в разъемной и сдвоенной гайках. 8. Как определить момент, необходимый для вращения винта или гайки? 9. Что является основной причиной выхода из строя винтов и гаек передачи? 10. Как выполняют проверочный расчет винта на устойчивость? 11. Что влияет на к.п.д. передачи винт — гайка?

Слайд 1

ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ Общие сведения о червячных передачах. Червячная передача с Архимедовым червяком. Геометрические соотношения, передаточное число, КПД. Силы, действующие в зацеплении. Виды разрушения зубьев червячных колес. Материалы звеньев. Расчет передачи на контактную прочность и изгиб. Тепловой расчет червячной передачи.

Слайд 2

Общие сведения Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, у которых угол скрещивания осей обычно составляет θ=90 ° (рис.15.1). В большинстве случаев ведущим является червяк, т.е. короткий винт с трапецеидальной или близкой к ней резьбой. Для облегания тела червяка венец червячного колеса имеет зубья дугообразной формы, что увеличивает длину контактных линий в зоне зацепления. Червячная передача — это зубчато-винтовая передача, движение в которой осуществляется по принципу винтовой пары. Достоинства червячных передач. 1. Плавность и бесшумность работы. 2. Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции. 3. Возможность большого редуцирования, т. е. получения больших передаточных чисел (в отдельных случаях в не силовых передачах до 1000). 4. Возможность получения самотормозящей передачи, т. е. допускающей передачу движения только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего обратному вращению колеса. 5. Высокая кинематическая точность.

Слайд 3

Недостатки. 1. Сравнительно низкий к. п. д. вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса. 2. Значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом. 3. Необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных антифрикционных материалов. 4. Повышенное изнашивание и склонность к заеданию.

Слайд 4

Применение . Червячные передачи применяют при небольших и средних мощностях, обычно не превышающих 100 кВт. Применение передач при больших мощностях неэкономично из-за сравнительно низкого к. п. д. и требует специальных мер для охлаждения передачи во избежание сильного нагрева. Червячные передачи широко применяют в подъемно-транспортных машинах, троллейбусах и особенно там, где требуется высокая кинематическая точность (делительные устройства станков, механизмы наводки и т. д.). Червячные передачи во избежание их перегрева предпочтительно использовать в приводах периодического (а не непрерывного) действия.

Слайд 5

Классификация червячных передач В зависимости от формы внешней поверхности 'червяка передачи бывают с цилиндрическим или с глобоидным червяком. В зависимости от направления линии витка червяка червячные передачи бывают с правым и левым направлением линии витка. В зависимости от числа витков (заходов резьбы) червяка передачи бывают с одновитковым или м н о г о в и т к о в ы м червяком. В зависимости от расположения червяка относительно колеса передачи бывают с нижним, боковым и верхним червяками. Нижний червяк обычно применяют при окружной скорости червяка v 1 ≤5 м/с во избежание потерь на перемешивание и разбрызгивание масла. В зависимости от формы винтовой поверхности резьбы цилиндрического червяка передачи бывают с архимедовым, конволютным и эвольвентным червяками. Каждый из них требует особого способа нарезания.

Слайд 7

Основными геометрическими размерами червяка являются: - угол профиля витка в осевом сечении 2α = 40° - расчетный шаг червяка расчетный модуль

Слайд 8

ход витка (рис.) ρ h = ρz 1 где z 1 — число витков червяка; высота головки витка червяка и зуба колеса (см. рис.) ha 1 =ha 2 =m высота ножки витка червяка и зуба колеса hf 1 = hf 2 =1,2 m

Слайд 9

делительный диаметр червяка, т. е. диаметр такого цилиндра червяка, на котором толщина витка равна ширине впадины: d 1 = qm где q — число модулей в делительном диаметре червяка, или коэффициент диаметра червяка. Делительный угол подъема линии витка tgψ = ρ h /( πd 1 )= z 1 / q Диаметр вершин витков d a1 =d 1 +2h a1 =d 1 +2m Диаметр впадин витков d f1 = d l — 2h f1 =d 1 —2,4m. Длина нарезанной чести червяка зависит от числа витков: при z 1 = 1 и 2 b 1 ≥ m (11+0,062 z 2 ), при z 1 =4* b 1 ≥ m (12,5 + 0,09 z 2 ).

Слайд 10

Основные геометрические размеры венца червячного колеса определяют в среднем его сечении. К ним относятся: делительный диаметр d 2 = mz 2 диаметр вершин зубьев d a2 =d 2 +2m(1+x) диаметр впадин колеса d f 2 = d 2 -2 m (1,2- x ) межосевое расстояние — главный параметр червячной передачи a ω =0,5(d 1 +d 2 +2xm) наибольший диаметр червячного колеса d am2 ≤d a2 +6m/(z 1 +2) ширина венца червячного колеса зависит от числа витков червяка: при z 1 = 1…2 b 2 =0,355 a ω при z 1 = 4 b 2 =0,315 a ω

Слайд 11

Скорость скольжения v s направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка и определяется из параллелограмма скоростей (см. рис., где v 1 и v 2 — окружные скорости червяка и колеса):

Слайд 12

Силы в зацеплении Окружная сила на червячном колесе F t 1 численно равна осевой силе на червячном колесе F a1 : F t2 =F a1 =2T 2 /d 2 где Т 2 — вращающий момент на червячном колесе. Окружная сила на червяке F t 1 численно равна осевой силе на червячном колесе F a 2 : F t 1 = F a 2 = где Т 1 — вращающий момент на червяке; η— к.п.д. передачи. Радиальная сила на червяке F r 1 численно равна радиальной силе на колесе F r 2 F r1 =F r2 =F t2 tgα

Слайд 13

Материалы червячной пары Червяк и колесо должны образовывать антифрикционную пару, обладать высокой прочностью, износостойкостью и сопротивляемостью заеданию ввиду значительных скоростей скольжения в зацеплении. Червяки изготовляют из среднеуглеродистых сталей марок 40, 45, 50 или легированных сталей марок 40Х, 40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости 45...53 HRC 3. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков. Зубчатые венцы червячных колес изготовляют преимущественно из бронзы, причем выбор марки материала зависит от скорости скольжения v s и длительности работы. При высоких скоростях скольжения ( v s = 5...25 м/с) и длительной работе рекомендуются оловянные бронзы марок БрО10Ф1, БрО10Н1Ф1. При средних скоростях скольжения ( v s = 2...5 м/с) применяют алюминиевую бронзу марки БрА9ЖЗЛ. При малых скоростях скольжения ( y s <2 м/с) червячные колеса можно изготовлять из серых чугунов марок СЧ12, СЧ15 и др. При выборе материала колеса предварительно определяют ожидаемую скорость скольжения по эмпирической формуле v s ≈ 4,3 ω 2 u /10 ³ ³ √ T 2 где Т 2 — в Н • м; v s — в м/с.

Слайд 14

Выбор материала червяка и червячного колеса. Червяки изготовляют из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач. Выбор марки стали червяка и определение ее механических характеристик производят по табл. Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колес условно делят на три группы: группа I – оловянные бронзы; группа II – безоловянные бронзы и латуни; группа III – серые чугуны. Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по табл. Скорость скольжения м/с, определяется по эмпирической формуле где Т 2 - вращающий момент на валу червячного колеса, ω 2 - угловая скорость тихоходного вала, 1/с; и зп – передаточное число редуктора. Значения , Т 2 , ω 2 , и зп выбирают из табл. 2.5.

Слайд 15

Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений. Допускаемые напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твердости витков червяка (НВ), скорости скольжения v s , ресурса L h и вычисляют по эмпирическим формулам, приведенным в табл.

Слайд 1

РЕДУКТОРЫ Назначение, устройство, классификация. Конструкции одно - и двухступенчатых редукторов. Мотор - редукторы. Основные параметры редукторов.

Слайд 2

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине

Слайд 3

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину. Чтобы уменьшить габариты привода и улучшить его внешний вид, в машиностроении широко применяют мотор - редукторы, представляющие агрегат, в котором объединены электродвигатель и редуктор.

Слайд 4

Классификация редукторов Редукторы классифицируются по типам, типоразмерам и исполнениям. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используются прописные буквы русского алфавита: Ц — цилиндрическая, К — коническая, Ч — червячная, Г — глобоидная, П — планетарная, В — волновая. Если одинаковых передач две или более, то после буквы ставится соответствующая цифра. Широкий редуктор обозначается буквой Ш, узкий — У, соосный — С. В мотор -редукторах к обозначению впереди добавляется буква М.

Слайд 5

Наиболее распространены редукторы с валами, расположенными в горизонтальной плоскости, и поэтому специального обоз­ачения не имеют (у червячных редукторов валы скрещиваются, оставаясь горизонтальными). Так, например, на рис. 16.1, ж показана схема редуктора типа КЦ2 — коническо - цилиндрического трехступенчатого редуктора с одной конической и двумя цилиндрическими передачами, все валы которого расположены в горизонтальной плоскости (мотор-редуктор на базе этого примера обозначается МКЦ2). Если все валы редуктора расположены в одной вертикальной плоскости, то к обозначению типа добавляется индекс В. Если ось тихоходного вала вертикальна, то добавляется индекс Т, если ось быстроходного вала вертикальна,— индекс Б. Например, на рис 16.1, в приведена схема редуктора типа Ц2в — цилиндрического двухступенчатого редуктора, все валы которого расположены в вертикальной плоскости, а на рис. 16.1, л показана схема редуктора типа Чт — червячного одноступенчатого с вертикальной осью тихоходного вала.

Слайд 6

Типоразмер редуктора определяется типом и главным параметром тихоходной ступени. Для цилиндрической, червячной и глобоидной передач главным параметром является межосевое расстояние a w , конической — внешний делительный диаметр колеса d e 2 , планетарной — радиус водила R w , волновой — внутренний диаметр гибкого колеса а в недеформированном состоянии. Исполнение редуктора определяется передаточным числом, вариантом сборки и формой концевых участков валов. Так, например, типоразмер приведенного выше мотор - редук­тора с межосевым расстоянием тихоходной ступени a w = 180 мм и передаточным числом и = 56 будет обозначаться МКЦ2-180—56. Основная энергетическая характеристика редуктора — номинальный вращающий момент Т на его тихоходном валу при постоянной нагрузке.

Слайд 7

Зубчатые редукторы Цилиндрические редукторы благодаря широкому диапазону передаваемых мощностей, долговечности, простоте изготовления и обслуживания получили широкое распространение в машиностроении. Одноступенчатые редукторы типа Ц (см. рис. 16.1, а и 16.3) используют при передаточном числе и ≤8. Зацепление в большинстве случаев косозубое. Двухступенчатые редукторы выполняют по развернутой (см. рис. 16.1, б, в), раздвоенной (см. рис. 16.1, г) и соосной (см. рис. 16.1, д) схемам. Наиболее распространены цилиндрические двухступенчатые горизонтальные редукторы типа Ц2 (см. рис. 16.1, б), выполненные по развернутой схеме. Они технологичны, имеют малую ширину. Недостатком этих редукторов является повышенная неравномерность нагрузки по длине зуба из-за несимметричного расположения колес относительно опор. Для улучшения условий работы зубчатых колес применяют редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью типа Ц2Ш (см. рис. 16.1, г), которые легче, но шире. Соосные редукторы типа Ц2С (см. рис. 16.1, д) применяют для уменьшения длины корпуса. Они проще по конструкции и менее трудоемки в изготовлении. Цилиндрические трехступенчатые редукторы выполняют по развернутой или раздвоенной схеме при передаточном числе и ≤250.

Слайд 9

Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Ц-125—4)

Слайд 10

Конические редукторы типа К (см. рис. 16.1, е) выполняют с круговыми зубьями при передаточном числе и≤5. Коническо - цилиндрические редукторы (см. рис. 16.1, ж ) независимо от числа ступеней выполняют с быстроходной конической ступенью. Планетарные редукторы позволяют получить большое передаточное число при малых габаритах. По конструкции они сложнее редукторов, описанных ранее. В редукторостроении наиболее распространен простой планетарный зубчатый редуктор типа П, схема и конструкция которого изображены на рис. 12.1 и 12.3. Последовательным соединением нескольких простых планетарных рядов можно получить редуктор с требуемым передаточным числом. Особенно эффективно применение планетарных мотор - редукторов.

Слайд 11

Волновые редукторы являются разновидностью планетарных. В редукторостроении наиболее распространены двухволновые передачи с неподвижным жестким корпусом. Они широко применяются в робототехнике. На рис. 13.1 и 13.4. показаны схема и конструкция волнового зубчатого редуктора типа В. 4. Червячные редукторы Основное распространение имеют одноступенчатые редукторы типа Ч (см. рис. 16.1, и - л) с передаточным числом и = 8...80. Для приводов тихоходных машин применяют червячно - цилиндрические типа ЧЦ (см.

Слайд 12

Основными параметрами всех редукторов (см. § 16.2) являются: передаточное число, коэффициенты ширины колес, модули зацепления, углы наклона зубьев, коэффициенты диаметров червяков. Тип редуктора, параметры и конструкцию определяют в зависимости от его места в силовой цепи привода машины, передаваемой мощности и угловой скорости, назначения машины и условий эксплуатации. Необходимо стремиться использовать стандартные редукторы, которые изготовляются на специализированных заводах и потому дешевле. Цилиндрические редукторы нужно предпочитать другим ввиду более высоких значений к.п.д. При больших передаточных числах используют червячные или глобоидные редукторы. При ограниченности места предпочтение отдают мотор - редукторам. Корпуса (картеры) редукторов должны быть прочными и жесткими. Их отливают из серого чугуна. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняют разъемными (см. рис. 16.3). Опорами валов редукторов, как правило, являются подшипники качения.

Слайд 13

Смазывание зубчатых или червячных передач редукторов в большинстве случаев осуществляется погружением, а подшипников — разбрызгиванием или пластичным смазочным материалом. В корпус редуктора заливают масло из расчета 0,4...0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности, при этом колесо или червяк должны погружаться в масло на глубину не менее высоты зуба или витка. При окружной скорости колеса свыше 3 м/с происходит интенсивное разбрызгивание масла в корпусе и образование масляного тумана, обеспечивающего смазывание всех других зацеплений и подшипников качения. Во избежание больших гидравлических потерь окружная скорость погружаемой детали не должна превышать 15 м/с. Сорта масел назначают в зависимости от режима работы передач и твердости рабочих поверхностей зубьев. В результате эксплуатации смазочные масла постепенно теряют свои свойства. Периодичность смены масла устанавливают опытным путем в зависимости от условий работы.

Слайд 14

Контрольные вопросы Что называется редуктором и каково его назначение в приводе машины? Что такое мотор-редуктор и когда его применяют? Почему цилиндрические зубчатые редукторы получили широкое применение в машиностроении? По каким схемам выполняют цилиндрические двухступенчатые редукторы? Дайте характеристику каждой схеме. Что является основными параметрами редуктора? 6. Прочитайте условное обозначение типоразмера редукторов: Ц2В-125—12,5; Ц2Ш-160—10; Ц2С-200—16; КБ-160—2,8.

Слайд 1

Общие сведения о некоторых механизмах Плоские механизмы первого и второго рода. Общие сведения, классификация, принцип работы.

Слайд 2

Основные определения составных частей механизмов. Классификация кинематических пар В курсе детали машин вместо термина «тело», используемого в теоретической механике, принят термин «звено». Звенья могут быть твердые и гибкие. Твердым звеном называется деталь или совокупность деталей механизма, соединенных между собой неподвижно. Гибкие звенья (цепи, ролики, тросы и др,) отличаются изменением своей формы вследствие относительной неподвижности их частей или частиц. Звенья могут состоять из одной или нескольких жестко связанных между собой деталей. Подвижные детали или группы деталей, образующие одну жесткую неподвижную систему, называют подвижными звеньям.

Слайд 3

Звено 1, которое может совершать вращение на полный оборот, называют кривошипом звено 2, совершающее сложное движение, - шатуном; звено 3 (игла, перемещающаяся поступательно) — ползуном. Неподвижное звено (корпусная деталь машины) 4 называется стойкой. Рассмотренный механизм называют кривошипно-шатунным. Это - самый распространенный четырехзвенный механизм, применяемый в современной технике. Соединение двух соприкасающихся звеньев, допускающее их относительное движение, образует кинематическую пару.

Слайд 4

Звенья, к которым приложены силы, приводящие механизмы в движение, называют ведущими; звенья, получающие движение, для выполнения которого предназначен механизм, называют ведомыми. Иногда ведомые звенья называют рабочими или исполнительными. В рассматриваемом примере (см. рис. 3.100) ползун 3 и шатун 2 составляют ведущее звено, а кривошип 1 жестко соединенный с валом. — ведомое (рабочее) звено. Поверхности, линии, точки звена, по которым она может соприкасаться с другим звеном кинематической пары, называются элементами звена кинематической пары. Если элементы звеньев механизма движутся параллельно одной неподвижной плоскости, то механизм называют плоским. Механизм называют пространственным, если точки его звеньев описывают неплоские траектории или траектории, лежащие в пересекающихся плоскостях. В настоящем курсе рассматриваются в основном плоские механизмы. Кинематические пары отличаются следующими признаками: числом простейших относительных движений, которых звенья лишаются при соединении их в кинематические пары; видом элементов кинематических пар; свойством обратимости; видом относительного движения звеньев. В зависимости от вида соединения одно из звеньев сможет совершать одно, два, три, четыре или пять движений относительно другого звена из шести движений, перечисленных выше.

Слайд 5

При изучении механизмов, пользуясь условными изображениями наиболее распространенных кинематических пар (см. табл.), их представляют на чертеже в виде структурной кинематической схемы. Шар на плоскости Цилиндр на плоскости Сферический шарнир Плоскостная пара Цилиндрическая пара Вращательная пара Поступательная пара Винтовая пара

Слайд 6

Структурной схемой механизма называется графическое изображение механизма, позволяющее установить количество его звеньев, виды кинематических пар и их взаимное расположение. Кинематическая, схема механизма отличается от структурной тем, что в ней указаны размеры, необходимые для кинематического расчета механизма. В зависимости от вида элементов кинематических пар различают: низшие кинематические пары, элементами которых являются поверхности, и высшие, элементами которых являются точки или линии. Низшими кинематическими парами являются: винтовая, вращательная, поступательная, шаровая. Нагрузочная способность высших кинематических пар сравнительно невелика, поскольку усилия в ней передаются через малые контактные площадки, возникающие в местах соприкосновения звеньев под воздействием нагрузок. Однако эти пары оказываются более рациональными в отношении потерь мощности на преодоление трения ввиду того; что трение скольжения в них полностью или частично можно заменить трением качения.

Слайд 7

В целом высшие кинематические пары позволяют получать более разнообразные законы движения их звеньев, чем низшие. Кинематические пары по своим свойствам делятся на обратимые и необратимые. Свойство обратимости состоит в том, что при закреплении любого из звеньев, образующих кинематическую пару, вид траектории, описываемой точкой другого звена, не меняется.

Слайд 8

Кинематические цепи и их структурный анализ Система звеньев, связанных между собой кинематическими парами, образует кинематическую цепь, например, кривошип 1 — шатун 2 — поршневой комплект 3 В открытой цепи имеются звенья, входящие только в одну кинематическую пару (рис. 3.103, а). В замкнутой цепи каждое звено входит не менее, чем в две кинематические пары (рис. 3.103, б), т. е. звенья образуют один или несколько замкнутых контуров.

Слайд 9

Кинематическую цепь называют простой, если каждое ее звено входит не более, чем в две кинематические пары (рис. 3.102, в). В противном случае кинематическую цепь называют сложной. Если траектории точек всех звеньев цепи лежат в параллельных плоскостях, то такую цепь называют плоской. В пространственных цепях указанные траектории либо представляют собой пространственные кривые, либо находятся в непараллельных плоскостях. В механизмах можно встретить как открытые, так и замкнутые кинематические цепи. Примером открытой кинематической цепи являются обычные рычажные весы. - Важнейшим свойством любого механизма является его подвижность. Число степеней свободы кинематической цепи относительно одного из ее звеньев условно называют степенью ее подвижности.

Слайд 10

КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЗМОВ В основе классификации механизмов лежат качественные и количественные характеристики строения механизма и его движения. Наиболее распространены следующие классификации. По геометрическим и конструктивным признакам: рычажные (рис. 3.16, 3.17), звенья 1, 2, 3, 4, ... образуют только вращательные, поступательные, цилиндрические или сферические пары А, В, С, ..., Е;

Слайд 12

2) зубчатые (рис. 3.18), в которых зубчатые колеса 1, 2, образуют со стойкой или водилом вращательные или поступательные пары;

Слайд 13

3) кулачковые (рис. 3.19), в состав которых входит кулачок 1, имеющий рабочую поверхность переменной кривизны, выходное звено (толкатель) 2 с роликом 3, образующий высшую пару; 4) винтовые, содержащие винтовую пару (гайку и винт); 5) фрикционные, в которых передача движения осуществляется благодаря силам трения между элементами пары; 6) механизмы с гибкими звеньями (типа гибкой нерастяжимой нити); 7) механизмы с упругими звеньями, деформация которых влияет на движение механизма; 8) механизмы с переменной структурой; 9) механизмы с остановками выходного звена (рис. 3.20), например мальтийский (рис. 3.20, а), храповой (рис. 3.20, б); 10) комбинированные механизмы; 11) гидравлические механизмы; 12) пневматические механизмы; 13) механизмы с электромагнитными элементами; 14) механизмы с электронными элементами. По функциональному назначению и кинематической передаточной функции скорости исполнительного звена: 1) механизмы с постоянным передаточным отношением ем (зубчатые, ременные, цепные, канатные, червячные, фрикционные передачи и др.); 2) механизмы со ступенчато изменяющимся передаточным отношением (коробки перемены скоростей, ступенчатая ременная передача, ступенчатая цепная передача и др.);

Слайд 15

3) механизмы для сообщения исполнительному органу возвратно-поступательного движения с постоянной скоростью; 4) механизмы для сообщения исполнительному органу движения с увеличенной средней скоростью вспомогательного хода по отношению к рабочему ходу; 5) механизмы с регулируемым ходом исполнительного органа; 6) механизмы для движения с остановками исполнительного органа (кулачковые, мальтийские, анкерные, рычажные и др.); 7) реверсивные механизмы для перемены направления вращательного и поступательного движения выходного звена; 8) механизмы с переменной передаточной функцией скорости (передачи с некруглыми зубчатыми колесами, кулачковые, рычажные, рычажно-зубчатые, кулачково-рычажные и др.), 9) суммирующие механизмы и дифференциалы; 10) точные и приближенные направляющие механизмы для движения точки по заданной траектории; 11) механизмы для воспроизведения заданных функциональных зависимостей; 12) механизмы систем управления и регулирования; 13) предохранительные, компенсирующие и уравнительные механизмы; 14) механизмы сцепления: зубчатые, фрикционные, кулачковые муфты; 15) механизмы захватов, схватов; 16) тормозные механизмы,

Слайд 16

По структуре кинематической цепи: 1) замкнутые и незамкнутые; 2) по степени подвижности звеньев в замкнутом контуре; 3) по степени подвижности незамкнутой открытой и разветвленной цепи; 4) по числу начальных кинематических пар и последовательности присоединения структурных статически определимых групп с нулевой подвижностью относительно основания группы (базы); 5) по числу контурных избыточных и тождественных связей в механизме

Слайд 17

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ Что называется редуктором? По каким признакам классифицируются редукторы? Что называется механизмом, звеном, кинематической парой? Дать определение и привести примеры механизмов с низшими и высшими парами. Дать определение кинематической цепи. Написать и пояснить формулу для определения степени подвижности кинематической цепи. Привести примеры рычажных, кулачковых механизмов и механизмов прерывистого движения; к каким группам они относятся? Какие преимущества у центральных (аксиальных) кривошипно-ползунковых механизмов по сравнению с нецентральными (дезаксиальными)?

Слайд 1

Опоры валов и осей (Подшипники скольжения) Общие сведения. Подшипники скольжения. Виды разрушения, критерии работоспособности. Расчеты на износостойкость и теплостойкость.

Слайд 2

Общие сведения Подшипники являются опорами валов и вращающихся осей. Они воспринимают нагрузки, приложенные к валу или оси, и передают их на корпус машины. Качество подшипников в значительной степени определяет надежность и долговечность машин. В зависимости от вида трения подшипники делятся на подшипники скольжения и подшипники качения. В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники бывают: радиальные — воспринимают радиальные нагрузки, перпендикулярные оси цапфы; упорные - воспринимают осевые нагрузки; радиально-упорные — воспринимают радиальные и осевые нагрузки. Упорные подшипники часто называют подпятниками.

Слайд 3

Конструкции подшипников. В большинстве случаев подшипники скольжения состоят из корпуса, вкладышей и смазывающих устройств. Конструкции подшипников разнообразны и определяются конструкцией машины. Рис. Неразъемный подшипник, встроенный в станину машины: 1 — втулка; 2 — смазочная канавка; 3 — стопорный винт; 4 — станина машины Рис. Фланцевый (неразъемный) подшипник

Слайд 4

Рис. Подшипник с разъемным корпусом и вкладышем

Слайд 5

Подшипники скольжения делятся на неразъемные и разъемные. Неразъемные (глухие) подшипники применяют при малой скорости скольжения с перерывами в работе (механизмы управления и др.). Разъемные подшипники имеют основное применение в общем и особенно в тяжелом машиностроении. Они облегают монтаж валов. При большой длине цапф применяют самоустанавливающиеся подшипники

Слайд 6

Рис. Самоустанавливающийся подшипник: 1— баббитовая заливка Рис. Подпятник

Слайд 7

Достоинства подшипников скольжения . 1. Надежно работают в высокоскоростных приводах (подшипники качения в этих условиях имеют низкую долговечность). 2. Способны воспринимать большие ударные и вибрационные нагрузки вследствие демпфирующего действия масляного слоя. 3. Работают бесшумно. 4. Имеют сравнительно малые радиальные размеры. 5. Разъемные подшипники допускают установку их на шейки коленчатых валов; при ремонте не требуют демонтажа муфт, шкивов и т. д. 6. Для тихоходных машин могут иметь весьма простую конструкцию. Недостатки. 1. В процессе работы требуют постоянного надзора из-за высоких требований к смазыванию и опасности перегрева; перерыв в подаче смазочного материала ведет к выходу из строя подшипника. 2. Имеют сравнительно большие осевые размеры. 3. Значительные потери на трение в период пуска и при несовершенной смазке. 4. Большой расход смазочного материала. Применение. 1. Для валов с ударными и вибрационными нагрузками (молоты, поршневые машины и др.). 2. Для коленчатых валов, когда по условиям сборки требуются разъемные подшипники. 3. Для валов больших диаметров, для которых отсутствуют подшипники качения. 4. Для высокоскоростных валов, когда подшипники качения непригодны (центрифуги и др.) 5. При высоких требованиях к точности работы вала (шпиндели станков и др.). 6. В тихоходных машинах. 7. При работе в воде и агрессивных средах, в которых подшипники качения неработоспособны

Слайд 8

Виды смазки В подшипниках скольжения может быть полужидкостная и жидкостная смазка, переходящая последовательно одна в другую по мере возрастания угловой скорости вала от нуля до определенного значения. Вращающийся вал увлекает смазочный материал в клиновой зазор между цапфой и вкладышем и создает гидродинамическую подъемную силу, вследствие которой цапфа всплывает по мере увеличения скорости (рис.). В период пуска, когда скорость скольжения мала, большая часть поверхности трения разделена тонкой масляной пленкой. При увеличении скорости цапфа всплывает и толщина смазывающего слоя увеличивается, но отдельные выступы трущихся поверхностей остаются не разделенными смазочным материалом. Смазка в этом случае будет полужидкостная. При дальнейшем возрастании угловой скорости и соблюдении определенных условий (см. ниже) появляется сплошной устойчивый слой масла, полностью разделяющий шероховатости поверхностей трения (рис.). Возникает жидкостная смазка, при которой изнашивание и заедание отсутствуют.

Слайд 9

При малой угловой скорости вала создается граничная смазка, когда трущиеся поверхности не разделены слоем смазывающего материала, но на поверхностях цапфы и вкладыша имеется тонкая адсорбированная масляная пленка толщиной порядка 0,1 мкм. Рис. Положение цапфы в подшипнике в состоянии покоя (а) и при вращении (б): 1 — эпюра давлений в масляном слое

Слайд 10

Жидкостная смазка возникает лишь в специальных подшипниках при соблюдении определенных условий. Большинство подшипников скольжения работает в условиях полужидкостной смазки, а в периоды пуска и останова — в условиях граничной смазки. Граничная и полужидкостная смазка объединяются одним понятием — несовершенная смазка. Рис. Расположение поверхностей трения при жидкостной смазке: 1 — цапфа; 2 — вкладыш; 3 — слой масла

Слайд 11

Материалы вкладышей Материалы вкладышей подшипников должны иметь: 1. Достаточную износостойкость и высокую сопротивляемость заеданию в периоды отсутствия жидкостной смазки (пуск, торможение и др). Изнашиванию должны подвергаться вкладыши, а не цапфа вала, так как замена вала значительно дороже вкладыша. Подшипник скольжения работает тем надежнее, чем выше твердость цапфы вала. Цапфы, как правило, закаливают. 2. Высокую сопротивляемость хрупкому разрушению при действии ударных нагрузок и достаточное сопротивление усталости. 3. Низкий коэффициент трения и высокую теплопроводность с малым расширением.

Слайд 12

Вкладыши выполняют из следующих материалов. Бронзовые вкладыши широко используют при средних скоростях и больших нагрузках. Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянные бронзы (БрО10Ф1, БрО5Ц5С5 и др.). Алюминиевые (БрА9ЖЗА и др.) и свинцовые (БрС3О) бронзы вызывают повышенное изнашивание цапф валов, поэтому применяются в паре с закаленными цапфами. Свинцовые бронзы используют при знакопеременных ударных нагрузках. Вкладыш с баббитовой заливкой применяют для ответственных подшипников при тяжелых и средних режимах работы (дизели, компрессоры и др.). Баббит является одним из лучших антифрикционных материалов для подшипников скольжения. Хорошо прирабатывается, стоек против заедания, но имеет невысокую прочность, поэтому баббит заливают лишь тонким слоем на рабочую поверхность стального, чугунного или бронзового вкладыша (см. рис.). Лучшими являются высокооловянные баббиты Б86, Б83. Чугунные вкладыши без заливки применяют в малоответственных тихоходных механизмах. Наибольшее применение получили антифрикционные чугуны АЧС-1 и др.

Слайд 13

Металлокерамические вкладыши изготовляют прессованием и последующим спеканием порошков меди или железа с добавлением графита, олова или свинца. Особенностью этих материалов является большая пористость, которая используется для предварительного насыщения горячим маслом. Вкладыши, пропитанные маслом, могут долго работать без подвода смазочного материала. Их применяют в тихоходных механизмах в местах, труднодоступных для подвода масла. Для вкладышей из неметаллических материалов применяют антифрикционные само смазывающие пластмассы (АСП), древесно-слоистые пластики, твердые породы дерева, резину и др. Неметаллические материалы устойчивы против заедания, хорошо прирабатываются, могут работать при смазывании водой, что имеет существенное значение для подшипников гребных винтов, насосов, пищевых машин и т. п.В массовом производстве вкладыши штампуют из стальной ленты, на которую нанесен тонкий антифрикционный слой (оловянные и свинцовые бронзы, баббиты, фторопласт, найлон и др.).

Слайд 14

Смазочные материалы Для уменьшения трения и изнашивания подшипники смазывают смазочными материалами, которые должны быть маслянистыми и вязкими. Маслянистостью называется способность смазочного материала образовывать на поверхности трения устойчивые адсорбированные пленки. Вязкостью называется объемное свойство смазочного материала оказывать сопротивление относительному перемещению его слоев. В технических характеристиках масел указывают так называемую кинематическую вязкость — v в мм ² /с, которая зависит от плотности. Эта вязкость приводится в справочной литературе при температурах, приближающихся к рабочим, чаще всего при 50 и 100°С ( v 50 и v 100 ). Вязкость является важнейшим свойством масел, определяющим их смазывающую способность. Она существенно понижается с ростом температуры. Смазочные материалы могут быть жидкими, пластичными (густыми), твердыми и газообразными.

Слайд 15

Жидкие масла являются основным смазочным материалом. Они имеют низкий коэффициент внутреннего трения, их легко подавать к местам смазывания, они оказывают охлаждающее действие. Недостатком является вытекание масла из мест смазывания. Жидкие масла бывают органические и минеральные. Органические масла — растительные (касторовое и др.) и животные (костный жир и др.) — обладают высокими смазывающими свойствами, но дефицитны и применяются в специальных случаях. Минеральные масла — продукты перегонки нефти — находят преимущественное применение для подшипников. К ним относят индустриальные масла различных марок, моторные и др.

Слайд 16

Вода применяется для смазывания подшипников с вкладышами из дерева, резины и некоторых пластмасс. Поскольку теплопроводность этих материалов низкая, то применяют проточную воду, которая одновременно охлаждает опору; во избежание коррозии вал выполняют с покрытием или облицовкой из нержавеющей стали. Пластичный смазочный материал (мази) изготовляют путем загущения жидких минеральных масел мылами жирных кислот или углеводородами. К ним относятся солидолы, консталин и др. Эти мази хорошо заполняют зазоры, герметизируя узлы трения. Вязкость их мало меняется с изменением температуры. Применяются в подшипниках при малых скоростях скольжения и ударных нагрузках. Твердые смазочные материалы — графит, слюда и др.— применяются в машинах, когда по условиям производства нельзя применить жидкие масла или мази (ткацкие станки, пищевые машины и др.). Газообразные смазочные материалы — воздух, пары углеводородов и др.— применяются в малонагруженных подшипниках при очень большой угловой скорости вала (центрифуги, шпиндели шлифовальные и др.).

Слайд 17

Виды разрушения вкладышей Работа подшипников скольжения сопровождается абразивным изнашиванием вкладышей и цапф, заеданием и усталостным выкрашиванием. Абразивное изнашивание возникает вследствие попаданий со смазочным материалом абразивных частиц и неизбежной граничной смазки при пуске и останове. В обычных конструкциях подшипников скольжения в результате износа вкладыш принимает овальную форму. Для устранения этого недостатка в отдельных случаях применяют обращенную подшипниковую пару, в которой цапфу выполняют из антифрикционного материала, а вкладыш — из низкоуглеродистой стали с последующей цементацией и закалкой. В этом случае цапфа изнашивается равномерно, сохраняя длительное время цилиндрическую форму, а вкладыш — незначительно. В обращенных подшипниковых парах антифрикционный материал на цапфы наносят наплавкой, металлизацией, напрессовкой гильз и т. п.

Слайд 18

Заедание возникает при перегреве подшипника, так как вследствие трения вкладыш и цапфа нагреваются. При установившемся режиме работы температура подшипника не должна превышать допускаемого значения для данного материала вкладыша и сорта масла. С повышением температуры понижается вязкость масла; масляная пленка местами разрывается, образуется металлический контакт с температурными пиками. Происходит заедание цапфы в подшипнике и, как следствие этого, вкладыши выплавляются или полностью захватываются разогретой цапфой — подшипник выходит из строя. Усталостное выкрашивание поверхности вкладышей происходит редко и встречается при пульсирующих нагрузках (в поршневых двигателях и т. п.).

Слайд 19

Условный расчет подшипников скольжения Критерии работоспособности. Основным критерием работоспособности опор скольжения является износостойкость — сопротивление изнашиванию и заеданию. Для оценки работоспособности и надежности подшипников, работающих в режиме несовершенной смазки, служат среднее давление на трущихся поверхностях р т удельная работа сил трения p m v , где v — окружная скорость поверхности цапфы. Р а с ч е т по среднему давлению р т гарантирует невыдавливаемость смазки, а расчет по p m v — нормальный тепловой режим и отсутствие заедания. Для подшипников, работающих в режиме жидкостной смазки, выполняют специальный расчет, гарантирующий достаточную толщину масляного слоя между цапфой и вкладышем и отвод теплоты. где Rr — радиальная нагрузка на подшипник; А — площадь проекции цапфы на диаметральную плоскость. Для шипа или шейки A=dl Здесь d и l — диаметр и длина шипа (шейки) , которые определяют при расчете и конструировании вала. Для большинства подшипников l= (0, 5. ..1,2) d. p m =Rr/A≤[p m ] p m v ≤[ p m v ]

Слайд 20

Расчет подшипников . Большинство подшипников скольжения работает в условиях несовершенной смазки. Ввиду отсутствия теории расчета при режиме несовершенной смазки подшипники рассчитывают условно по среднему давлению р и значению р т v . При этом должны соблюдаться условия:

Слайд 21

Пример Проверить подшипник оси тележки (см. рис. 1), если размеры шейки: d = 60 мм и l = 70 мм. Радиальная нагрузка на подшипник Rr = 16 кН при максимальной угловой скорости оси ω = 30 рад/с. Материалы вкладыша — БрО5Ц5СЗ, материал оси — нормализованная сталь 45. Решение. 1. Окружная скорость шейки оси v = ωd /2=30∙0,06/2 м/с=0,9 м/с. 2. Для БрО5Ц5СЗ принимаем [р m ] = 4 Н/мм ² , [ p m v ]=4 МН∙м/(м ² ∙с). 3. Среднее давление в подшипнике [формула (23.1)] р m = = =3,8 Н/мм ² =3,8 МН/м ² <[р m ], что допустимо. 4. Проверка подшипника на нагрев и отсутствие заедания [формула (23.2)]: р m v =3,8∙0,9 МН∙м/(м ² ∙с)=3,42 МН∙м/(м ² ∙с)< [ p m v ] подшипник для заданного режима работы пригоден.

Слайд 22

К.п.д. подшипников скольжения К.п.д. подшипников скольжения зависит от потерь на трение поверхностей скольжения. В условиях полужидкостной смазки к.п.д. одной пары подшипников принимают: для вкладышей из чугуна η= 0,95...0,96; из бронзы η = 0,97.,.0,98; с баббитовой заливкой η = 0,98...0,99; из древесно-слоистых пластиков при смазывании водой η= 0,98.зависит от потерь на трение поверхностей скольжения. В условиях полужидкостной смазки к.п.д. одной пары подшипников принимают: для вкладышей из чугуна η= 0,95...0,96; из бронзы η = 0,97.,.0,98; с баббитовой заливкой η = 0,98...0,99; из древесно-слоистых пластиков при смазывании водой η= 0,98.

Слайд 23

Контрольные вопросы Какие различают типы подшипников скольжения по конструкции? Какими достоинствами и недостатками обладают подшипники скольжения и в каких областях машиностроения их применяют? Как устроены подшипники скольжения, каково назначение вкладышей? Какова особенность конструкции подшипников с самоустанавливающимися вкладышами? Какие различают виды смазки в подшипниках скольжения? Почему жидкостная смазка является самой благоприятной? Какие материалы применяются для изготовления вкладышей? Какими свойствами должны обладать материалы? Какие смазочные материалы применяют в подшипниках скольжения и в каких случаях применяются жидкие масла, пластичные и твердые смазочные материалы? Какие виды разрушения встречаются в подшипниках скольжения? Как производится условный расчет подшипников скольжения на изнашивание и нагрев? В чем заключается подвод масла кольцом?

Слайд 1

Подшипники качения Подшипники качения. Классификация, обозначение. Особенности работы и причины выхода из строя. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности. Смазка и уплотнения.

Слайд 2

Общие сведения Подшипники качения (рис.1) представляют собой готовый узел, основным элементом которого являются тела качения — шарики 3 или ролики, установленные между кольцами 1 и 2 и удерживаемые на определенном расстоянии друг от друга обоймой, называемой сепаратором 4. В процессе работы тела качения катятся по дорожкам качения колец, одно из которых в большинстве случаев неподвижно. Распределение нагрузки между несущими телами качения неравномерно (рис. 2) и зависит от величины радиального зазора в подшипнике и от точности геометрической формы его деталей. Схема распределения нагрузки между телами качения в подшипнике

Слайд 3

В отдельных случаях для уменьшения радиальных размеров подшипника кольца отсутствуют (рис. 3) и тела качения катятся непосредственно по цапфе и корпусу. Блок зубчатых колес на подшипниках с игольчатыми роликами

Слайд 4

Достоинства. 1. Сравнительно малая стоимость вследствие массового производства подшипников. 2. Малые потери на трение и незначительный нагрев (потери на трение при пуске и установившемся режиме работы практически одинаковы). 3. Высокая степень взаимозаменяемости, что облегчает монтаж и ремонт машин. 4. Малый расход смазочного материала. 5. Не требуют особого внимания и ухода. 6. Малые осевые размеры. Недостатки. 1. Высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам вследствие большой жесткости конструкции подшипника. 2. Малонадежны в высокоскоростных приводах из-за чрезмерного нагрева и опасности разрушения сепаратора от действия центробежных сил. 3. Сравнительно большие радиальные размеры. 4. Шум при больших скоростях.

Слайд 5

Классификация и маркировка подшипников качения Подшипники качения классифицируют по следующим основным признакам: по форме тел качения (рис. 4) — шариковые (а) и роликовые, причем последние могут быть с цилиндрическими (б), коническими (в), бочкообразными (г), игольчатыми (д) и витыми (е) роликами;

Слайд 6

по направлению воспринимаемой нагрузки — радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные; по числу рядов тел качения — однорядные и многорядные; по способности самоустанавливаться — несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся (сферические); по габаритным размерам — на серии. Для каждого типа подшипника при одном и том же внутреннем диаметре имеются различные серии, отличающиеся размерами колец и тел качения. В зависимости от размера наружного диаметра подшипника серии бывают: сверхлегкие, особо легкие, легкие, средние и тяжелые. В зависимости от ширины подшипника серии подразделяются на особо узкие, узкие, нормальные, широкие и особо широкие.

Слайд 7

Подшипники качения маркируют нанесением на торец колец ряда цифр и букв, условно обозначающих внутренний диаметр, серию, тип, конструктивные разновидности, класс точности и др. Две первые цифры справа обозначают его внутренний диаметр d . Для подшипников с d = 20...495 мм размер внутреннего диаметра определяется умножением указанных двух цифр на 5. Так, подшипник 7309 имеет d = 45 мм. Третья цифра справа обозначает серию диаметров: особо легкая серия — 1, легкая — 2, средняя — 3, тяжелая — 4 и т. д. Например, подшипник 7309 — средней серии диаметров.

Слайд 8

Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника: Шариковый радиальный 0* Шариковый радиальный сферический 1 Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2 То же со сферическими роликами 3 » с длинными цилиндрическими или игольчатыми роликами 4 » с витыми роликами 5 Шариковый радиально-упорный 6 Роликовый конический…………………………….. 7 Шариковый упорный, Шариковый упорно-радиальный 8 Роликовый упорный, роликовый упорно-радиальный 9 Приведенный для примера подшипник 7309 является роликовым коническим.

Слайд 9

Пятая или пятая и шестая цифры справа обоз­начают отклонение конструкции подшипника от основного типа. Например, подшипник 7309 основной конструкции пятой цифры в обозначении не имеет, а аналогичный подшипник с бортом клеймится 67309. Седьмая цифра справа обозначает серию ширин. Цифры 2, 4, 5 и 6, стоящие через тире впереди цифр у основного обозначения подшипника, указывают его класс точности. Нормальный класс точности обозначается цифрой О, которая не проставляется. Сверхвысоким классом точности является 2, а затем в порядке понижения точности следует 4, 5, 6 и 0. С переходом от класса 0 к классу 2 допуск радиального биения снижается в 5 раз, а стоимость увеличивается в 10 раз. Приведенный в качестве примера подшипник 7309 — нормального класса точности

Слайд 10

Пятая или пятая и шестая цифры справа обозначают отклонение конструкции подшипника от основного типа. Например, подшипник 7309 основной конструкции пятой цифры в обозначении не имеет, а аналогичный под­шипник с бортом клеймится 67309. Седьмая цифра справа обозначает серию ширин. Цифры 2, 4, 5 и 6, стоящие через тире впереди цифр у основного обозначения подшипника, указывают его класс точности. Нормальный класс точности обозначается цифрой О, которая не проставляется. Сверхвысоким классом точности является 2, а затем в порядке понижения точности следует 4, 5, 6 и 0. С переходом от класса 0 к классу 2 допуск радиального биения снижается в 5 раз, а стоимость увеличивается в 10 раз. Приведенный в качестве примера подшипник 7309 — нормального класса точности.

Слайд 11

Основные типы подшипников качения и их материалы Шариковый радиальный подшипник самый распространенный в машиностроении. Он дешев, допускает перекос внутреннего кольца относительно наружного до 0 °10'. Предназначен для радиальной нагрузки. Желобчатые дорожки качения позволяют воспринимать осевую нагрузку. Обеспечивает осевое фиксирование вала в двух направлениях. При одинаковых габаритных размерах работает с меньшими потерями на трение и при большей угловой скорости вала, чем подшипники всех других конструкций. Шариковый радиальный сферический подшипник предназначен для радиальной нагрузки. Одновременно с радиальной может воспринимать небольшую осевую нагрузку при значительном (до 2…30) перекосе внутреннего кольца относительно наружного.

Слайд 12

Роликовый радиальный сферический подшипник имеет ту же характеристику, что и шариковый сферический, но обладает наибольшей грузоподъемностью из всех других под­шипников таких же габаритных размеров. Роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами воспринимает большие радиальные нагрузки. Допускает осевое взаимное смещение колец. Применяется для коротких жестких валов, а также в качестве «плавающих» опор (для валов шевронных шестерен и др.). При необходимости осевой фиксации валов в одном направлении применяют подшипники с дополнительным буртом, а для осевой фиксации в двух направлениях — подшипники с дополнительным буртом и с упорной шайбой (рис. 24.8, в). Грузоподъемность подшипника составляет в среднем 1,7 от грузоподъемности шарикового радиального. Роликовый радиальный подшипник с игольчатыми роликами воспринимает только радиальную нагрузку. При сравнительно небольших габаритных размерах обладает высокой радиальной грузоподъемностью. Шариковый радиально-упорный подшипник предназначен для комбинированных (радиальных и осевых) или чисто осевых нагрузок. Подшипники, смонтированные попарно, воспринимают осевые силы, действующие в обоих направлениях. Применяются при большой частоте вращения.

Слайд 13

Роликовый конический подшипник воспринимает одновременно радиальную и осевую нагрузки. Применяется при средних и низких скоростях вращения. Обладает большой грузоподъемностью. Удобно регулируется. Подшипники этого типа, как и предыдущие, устанавливают попарно. Шариковый упорный подшипник воспринимает одностороннюю осевую нагрузку. При действии осевых сил попеременно в обоих направлениях устанавливают двойной упорный подшипник . Во избежание заклинивания шариков от действия центробежных сил этот подшипник применяют при средней и низкой частоте вращения. Материалы подшипников. Тела качения и кольца изготовляют из высокопрочных шарикоподшипниковых хромистых сталей ШХ15 и других с термообработкой и последующими шлифованием и полированием. Витые ролики изготовляют навиванием из стальной полосы. Твердость закаленных тел качения и колец 61...66 HRC э. Сепараторы чаще всего штампуют из мягкой листовой стали. Для высокоскоростных подшипников сепараторы изготовляют массивными из бронзы, латуни, легких сплавов или пластмасс.

Слайд 14

Виды разрушения подшипников качения Основные причины потери работоспособности подшипников качения следующие: Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей тел качения и дорожек качения колец в виде раковин или отслаивания (шелушения) вследствие циклического контактного нагружения. Усталостное выкрашивание является основным видом, разрушения подшипников, обычно наблюдается после длительной работы и сопровождается стуком и вибрациями. Пластические деформации на дорожках качения (вмятины) вследствие действия ударных нагрузок или больших статических нагрузок без вращения. Задиры рабочих поверхностей качения при недостаточном смазывании или слишком малых зазорах из-за неправильного монтажа. Абразивный износ вследствие плохой защиты подшипника от попадания пыли. Применение совершенных конструкций уплотнений подшипниковых узлов уменьшает износ рабочих поверхностей подшипника. Разрушение сепараторов от действия центробежных сил и воздействия на сепаратор тел качения. Этот вид разрушения является основной причиной потери работоспособности быстроходных подшипников. Раскалывание колец и тел качения из-за перекосов при монтаже или при больших динамических нагрузках.

Слайд 15

Расчет (подбор) подшипников качения на долговечность Критерии работоспособности. Основными критериями работоспособности подшипников качения является долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям. Расчет на долговечность выполняют для подшипников, вращающихся с угловой скоростью ω≥0,1 рад/с. Не вращающиеся подшипники или медленно вращающиеся (с угловой скоростью ω<0,1 рад/с) рассчитывают на статическую грузоподъемность. При проектировании машин подшипники качения не конструируют, а подбирают по таблицам каталога. Методы подбора подшипников качения стандартизованы.

Слайд 16

Выбор типа подшипников. Выбор подшипника зависит от его назначения, направления и величины нагрузки, угловой скорости, режима работы, стоимости подшипника и особенностей монтажа. При выборе типа подшипника рекомендуется вначале рассмотреть возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников, как наиболее дешевых и простых в эксплуатации. Выбор других типов должен быть обоснован. Для малых нагрузок и больших скоростей вращения принимают шариковые однорядные подшипники легких серий. Под­шипники более тяжелых серий обладают большей грузоподъемностью, но допускаемая угловая скорость их меньше. При одновременном действии радиальной и осевой нагрузок выясняют, достаточно ли одного подшипника или необходимо, чтобы каждая из нагрузок воспринималась отдельными подшипниками. При ударных или переменных нагрузках с большой кратковременной пиковой нагрузкой предпочтительны двухрядные роликовые подшипники. Следует иметь в виду, что шариковые подшипники менее требовательны к смазке, чем роликовые.

Слайд 17

Расчет (подбор) на долговечность. Расчет радиальных и радиально-упорных подшипников основан на базовой дина­мической грузоподъемности С, подшипника, пред­ставляющей постоянную радиальную нагрузку, которую подшип­ник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов. Значения Сr указаны в каталогах (справочниках) для каждо­го типоразмера подшипника (см. табл. 24.1). Базовая долговечность L 10 (млн. оборотов) или L 10 h (ч) подшипника—долговечность при 90 %-ной на­дежности. На основании теоретических и экспериментальных исследова­ний установлено, что расчетная динамическая гру­зоподъемность подшипника С r расч (вН): где R E — эквивалентная (приведенная) динамическая нагрузка (см. ниже), Н; р — показатель степени; р = 3 для шариковых и р= 10/3 = 3,33 для роликовых подшипников; ω— угловая скорость кольца (вала), рад/с; L h — требуемая долговечность (ресурс) подшипника, ч. Обычно долговечность подшипника определяется сроком службы машины между капитальными ремонтами. В машиностроении принимают Lh = 4000...30 000 ч. Формула справедлива при ω ≥ l рад/с. При ω> = 0,1...1 рад/с в нее подставляют ω=1 рад/с. С r расч = R E

Слайд 1

МУФТЫ. ПОДБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ Назначение и классификация муфт. Устройство и принцип действия основных типов муфт. Подбор стандартных и нормализованных муфт.

Слайд 2

Общие сведения В современном машиностроении большинство машин состоит из сборочных единиц (узлов) и механизмов. Для обеспечения кинематической и силовой связи валы узлов соединяют муфтами (рис.). Муфтой называется устройство для соединения концов валов или для соединения валов со свободно сидящими на них деталями (зубчатые колеса, звездочки и т. д.). Рис. Втулочная муфта

Слайд 3

Назначение муфт — передача вращающего момента без изменения его значения и направления. В ряде случаев муфты дополнительно поглощают вибрации и толчки, предохраняют машину от аварий при перегрузках, а также используются для включения и выключения рабочего механизма машины без остановки двигателя. Многообразие требований, предъявляемых к муфтам, и различные условия их работы обусловили создание большого количества конструкций муфт, которые классифицируют по различным признакам на группы.

Слайд 4

По принципу действия: постоянные муфты, осуществляющие постоянное соединение валов между собой; сцепные муфты, допускающие во время работы сцепление и расцепление валов с помощью системы управления; самоуправляемые муфты, автоматически разъединяющие валы при изменении заданного режима работы машины. По характеру работы: жесткие муфты, передающие вместе с вращающим моментом вибрации, толчки и удары; упругие муфты, амортизирующие вибрации, толчки и удары при передаче вращающего момента благодаря наличию упругих элементов — различных пружин, резиновых втулок и др.

Слайд 5

Основной характеристикой муфт является передаваемый вращающий момент Т. Муфты подбирают по ГОСТу или ведомственным нормалям по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т расч =КТ где К, — коэффициент режима работы муфты. Для приводов от электродвигателя принимают *: при спокойной нагрузке К= 1,15...1,4; при переменной нагрузке К=1,5...2; при ударной нагрузке К —2,5.. .3. Муфты каждого размера выполняют для некоторого диапазона диаметров валов, которые могут быть различными при одном и том же вращающем моменте вследствие разных материалов и различных изгибающих моментов. Наиболее слабые звенья выбранной муфты проверяют расчетом на прочность по расчетному моменту Т расч .

Слайд 6

Глухие муфты соединяют соосные валы в одну жесткую линию. Относятся к постоянным муфтам. Применяются в тихоходных приводах. Из различных видов глухих муфт наибольшее распространение получили втулочные и фланцевые муфты. Втулочная муфта. Эта муфта представляет втулку, насаживаемую на концы валов (см. рис.). Применяется для передачи небольших вращающих моментов. Имеет простую конструкцию, малые габариты и низкую стоимость. Недостатком муфты является неудобный монтаж и демонтаж, связанные с осевым смещением валов или муфты вдоль вала. Материал втулки — сталь 45. Втулочную муфту выбирают по стандарту. Шпоночное соединение проверяют на прочность. Глухие муфты

Слайд 7

Фланцевая муфта. Состоит из двух полумуфт с фланцами, стянутыми болтами (рис.), причем половина болтов установлена с зазором, а другая — без зазора. Фланцевые муфты соединяют отдельные части валопровода в один вал, работающий как целый. Для того чтобы этот составной вал оставался прямолинейным, необходима строгая соосность его частей и пригонка полумуфт, в противном случае неизбежны изгиб вала, его биение и появление дополнительных нагрузок на опоры. Фланцевые муфты просты по конструкции, надежны в работе, могут передавать большие моменты. Они широко распространены в машиностроении. Материал полумуфт — сталь 40 или сталь 35Л, допускается также чугун СЧ20. Эти муфты выбирают по стандарту.

Слайд 8

Пример Фланцевая муфта соединяет концы двух валов диаметром d = 80 мм каждый. Фланцы полумуфт соединены шестью болтами М16, три из которых поставлены в отверстия без зазора (диаметр стержня болта d4=17 мм); остальные три болта входят в отверстия с зазором. Материал болтов класса прочности 5.6 (σ т = 300 Н/мм ² ). Проверить на срез болты, поставленные без зазора, в предположении, что весь вращающий момент Г = 3000 Н∙м передается только этими болтами. Муфта установлена в приводе цепного транспортера, работающего при переменной нагрузке. Диаметр окружности, на которой расположены оси болтов, D 1 = 220 мм.

Слайд 9

Решение. 1. Допускаемое напряжение на срез стержня болта [ τ ] Ср = 0,255σ т = 0,255 ∙300 Н/мм ² = 76,5 Н/мм ² . Коэффициент режима работы муфты при переменной нагрузке К=1,7 . Окружная сила, передаваемая одним болтом (при числе болтов z = 3), F t = 4. Расчетное напряжение среза в болте τ ср = что удовлетворяет условию прочности.

Слайд 10

3. Жесткие компенсирующие муфты Жесткие компенсирующие муфты относятся к постоянным муфтам и предназначены для соединения валов с компенсацией радиальных (рис., а), осевых (рис., б) и угловых (рис., в) смещений вследствие неточности изготовления и монтажа. Компенсация отклонений от соосности валов достигается за счет подвижности жестких деталей муфты. Эти муфты уменьшают дополнительные нагрузки на валы и подшипники, вызываемые отклонениями от соосности валов. Наибольшее распространение из группы компенсирующих муфт получили зубчатые и цепные. Рис. Погрешности монтажа валов: а — радиальное смещение на величину Δ; б — осевое смещение на величину λ; в — угловое смещение на величину γ

Слайд 11

Зубчатая муфта. Эта муфта стандартизована (рис.). Состоит из двух обойм 1 с внутренними зубьями эвольвентного профиля, которые зацепляются с зубьями втулок 2, насаживаемых на концы валов. Обоймы соединены между собой болтами, поставленными в отверстия без зазора. Втулки и обоймы изготовляют из стали 40 или стали 45Л. Зубчатые муфты компенсируют радиальные, осевые и угловые смещения валов за счет боковых зазоров в зацеплении и обточки зубьев втулок по сфере. Компенсация отклонений от соосности валов сопровождается скольжением зубьев. Угол перекоса оси каждой втулки относительно оси обоймы допускается до 1°30'. Для повышения износостойкости зубья подвергают термообработке, а муфту заливают маслом большой вязкости. Зубчатые муфты широко применяются для соединения горизонтальных тяжело нагруженных валов диаметром d = 40...560 мм при окружных скоростях до 25 м/с. Эти муфты надежны в работе, имеют малые габариты. При работе зубья испытывают переменные контактные напряжения и напряжения изгиба, что затрудняет их точный расчет. Поэтому согласно ГОСТу зубчатые муфты подбирают по наибольшему диаметру концов соединяемых валов и проверяют по формуле Т ГОСТ ≥ К 1 К 2 Т где Т ГОСТ - максимальный вращающий момент муфты по ГОСТ; Т — вращающий момент, передаваемый муфтой; К 1 - коэффициент безопасности. Если поломка муфты может вызвать остановку машины, то К 1 =1, аварию машины - К 1 = 1,2; человеческие жертвы - К 1 = 1,8; К 2 — коэффициент условий работы машины. При спокойной работе К 2 =1; при переменной работе К 2 =1,2; при тяжелой работе с толчками К 2 =1,5.

Слайд 12

При работе муфты в условиях смещений соединяемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила F м =(0,3…0,4)Т расч / d м где Т расч — расчетный момент, передаваемый муфтой; d м — делительный диаметр зубчатого зацепления муфты. Потери в муфте оцениваются к.п.д. η=0,98...0,99. Рис. Зубчатая муфта: 1 — обойма; 2 — втулка А-А(сечение зуба втулки)

Слайд 13

Цепная муфта. Состоит из двух полумуфт-звездочек, имеющих одинаковые числа зубьев (рис.), охватывающей их общей цепи и защитного кожуха, заполненного пластичным смазочным материалом. Применяются цепи роликовые однорядные и двухрядные, а также зубчатые. Достоинства цепных муфт — простота конструкции и обслуживания, относительно небольшие габариты. При монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Из-за наличия зазоров в шарнирах цепи и в сопряжении ее со звездочками цепные муфты имеют значительные люфты. Поэтому их не применяют в реверсивных приводах (реверс будет сопровождаться ударами). Цепные муфты допускают угловое смещение валов γ≤1° и радиальное смещение Δ= 0,15...0,7 мм в зависимости от размера муфты. Подбираются по стандарту. При работе муфты из-за несоосности соединяемых валов возникает радиальная сила F м , действующая со стороны полумуфты на вал, F м =0,5Т расч / d м где d м — делительный диаметр звездочки муфты. На основе опытов принимают к.п.д. муфты η≈0,98.

Слайд 14

4. Упругие муфты Упругие муфты относятся к постоянным муфтам. Основная часть этих муфт — упругий элемент, который передает вращающий момент от одной полумуфты к другой. Упругие муфты смягчают толчки и удары; служат средством защиты от резонансных крутильных колебаний, возникающих вследствие неравномерного вращения; допускают сравнительно большие смещения осей соединяемых валов.

Слайд 15

Основные характеристики упругих муфт — жесткость или (обратная ей величина) податливость и демпфирующая способность, т. е. способность превращать в теплоту энергию при деформации упругих элементов муфты. По конструкции упругие муфты разнообразны. По материалу упругих элементов они делятся на две группы: муфты с неметаллическими упругими элементами (обычно резиновыми) и муфты с металлическими упругими элементами.

Слайд 16

Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП). Муфта состоит из двух дисковых полумуфт (рис.), в одной из которых в конических отверстиях закреплены соединительные пальцы с надетыми гофрированными резиновыми втулками. Материал полумуфт — чугун СЧ20, сталь 35 или 35Л. Материал пальцев - сталь 45. Вследствие небольшой толщины резиновых втулок муфта обладает малой податливостью, компенсируя незначительные смещения валов (Δ=0,1...0,3 мм, λ=1.,.5 мм, γ ≤1°30'). Радиальное и угловое смещения валов снижают долговечность резиновых втулок, нагружая валы дополнительной радиальной изгибающей силой F м =(0,2…0,6) qT расч / D 0 где D 0 — диаметр окружности расположения пальцев муфты. Работа муфты сопровождается потерями, которые оцениваются к.п.д. η= 0,95...0,97. Муфта МУВП широко применяется для соединения машин с электродвигателями при передаче малых и средних вращающих моментов. Она проста в изготовлении. Наружная поверхность полумуфт может использоваться в качестве тормозного барабана. Муфту подбирают по стандарту в диапазоне диаметров валов d =16...150 мм.

Слайд 17

Муфта упругая со звездочкой. Состоит из двух полумуфт 1с торцовыми кулачками и резиновой звездочки 2, зубья которой расположены между кулачками (рис. 25.9). При передаче момента в каждую сторону работает половина зубьев. Муфта компактна и надежна, компенсирующая способностьее невелика. Применяется для соединения быстроходных валов. Допускает смещения валов: радиальное Δ≤0,1. ..0,2 мм, угловое γ≤1°30'. Подбирается по стандарту для диаметров валов d =12...48 мм, Радиальную силу F м , с которой полумуфта воздействует на вал при радиальном смещении Δ, принимают: F м =с Δ Δ где с Δ – радиальная жесткость муфты, Н/мм d ВАЛА , мм . . . . . 20;22 25;28 32;36 40;45 с Δ , Н/мм . . . . . . 800 900 1120 1320 Потери в муфте оцениваются к.п.д. η≈0,98.

Слайд 18

Муфта упругая с торообразной оболочкой. Состоит из двух полумуфт (рис.), упругой оболочки, по форме напоминающей автомобильную шину (см. рис. ж), и двух колец, зажимающих с помощью винтов оболочку. Эта муфта обладает высокими упругими и демпфирующими свойствами. Обеспечивает шумо и электроизоляцию узлов привода, удобна и надежна в эксплуатации. Применяется в конструкциях, где трудно обеспечить соосность валов, при переменных и ударных нагрузках. Допускает смещения валов: радиальное Δ=1...6 мм, осевое λ = 1...6 мм и угловое γ≤2°. Подбирается по стандарту для валов диаметрами d = 14. ..240 мм. При допустимых для муфт смещениях Δ, λ и γ радиальная сила F м и изгибающий момент М м невелики, и при расчете валов и опор их не учитывают. Потери в муфте оцениваются к.п.д. η≈ 0,98...0,99.

Слайд 19

Муфта с цилиндрическими пружинами сжатия. Одна из конструкций таких муфт показана на рис.. Пружины 4 установлены на стержни сегментов 5 предварительно сжатыми, чтобы одним концом они опирались на сегменты, принадлежащие полумуфте 3, а другим — на сегменты полумуфты 1 . При передаче вращающего момента осадка половины от общего числа пружин увеличивается, остальных — уменьшается. Сегменты имеют возможность касательного движения на пальцах 2 и изготовляются из износостойких пластмасс или чугуна. Путем подбора пружин жесткость муфты изменяется в весьма широких пределах. Расчет пружин ведут методами сопротивления материалов. Радиальную силу F м , действующую на валы со стороны муфты, при радиальном смещении валов Δ определяют по графикам в зависимости от расчетного момента муфты Т расч . Работа муфты сопровождается п о т е р я м и, которые оцениваются к.п.д. η≈0,98.

Слайд 20

Муфта со змеевидной пружиной. Муфта состоит из двух полумуфт 1 с зубьями специального очертания, между которыми свободно заложены секции ленточной змеевидной пружины 3 прямоугольного сечения (рис.). Кожух 2, состоящий из двух половин, удерживает пружину от выскакивания под действием центробежной силы и служит резервуаром для пластичного смазочного материала, который меняют через каждые четыре месяца. Материал полумуфт — сталь 40 или 45Л, материал пружин — сталь 65Г. Кожух отливают из чугуна СЧ15. Муфта со змеевидной пружиной достаточно податлива. В зависимости от размеров она допускает комбинированное с м е щ е н и е валов: радиальное Δ = 0,5...3 мм, осевое λ= 4...20 мм и угловое γ≤1°10'. Муфта надежна в работе и долговечна. Применяется при передаче больших вращающих моментов. Размеры муфты принимают по нормалям станкостроения. Змеевидную пружину проверяют на изгиб методами сопротивления материалов как балку, защемленную с двух сторон . Радиальную силу F м , с которой муфта воздействует на вал при смещении Δ, определяют по графикам. Потери в муфте оцениваются к.п.д. η≈0,98.

Слайд 21

5.Сцепные муфты Сцепные (управляемые) муфты служат для быстрого соединения и разъединения валов при работающем двигателе. Применяются при строгой соосности валов. По принципу работы делятся на кулачковые и фрикционные. Все сцепные муфты должны легко и быстро включаться при незначительной силе, а также иметь малый нагрев и небольшую изнашиваемость при частых переключениях. Кулачковые муфты. Кулачковые муфты состоят из двух полумуфт с кулачками на торцовых поверхностях (рис.). При включении кулачки одной полумуфты входят во впадины другой, создавая жесткое сцепление. Для переключения муфты одна полумуфта передвигается вдоль вала по направляющей шпонке или шлицам с помощью механизма управления муфтой. Материал полумуфт — сталь 20Х или 20ХН. Для повышения износостойкости рабочие поверхности кулачков цементируют и закаливают до твердости 54...60 НКСЭ

Слайд 22

Основные элементы муфт — кулачки различных профилей (рис.): прямоугольного (а), трапецеидального (б), треугольного (в) соответственно для больших, средних и малых нагрузок. Асимметричный профиль кулачков (рис. г) применяют в нереверсивных механизмах для облегчения включения муфты. Число кулачков принимают z = 3...60 в зависимости от значения вращающего момента Т расч и желаемого времени включения, с увеличением которого z уменьшается.

Слайд 23

Недостаток кулачковых муфт — невозможность включения на быстром ходу. Во избежание ударов и повреждения кулачков включение муфты производят без нагрузки при разности окружных скоростей на кулачках v ≤ 0,8 м/с. Кулачковые муфты просты в изготовлении и малогабаритны. Применяются в механизмах, где должно быть обеспечено постоянное передаточное число (металлорежущие станки) , а также при передаче больших вращающих моментов, когда переключения производят редко. Размеры муфт принимают конструктивно, а затем кулачки проверяют расчетом: на износостойкость — по среднему давлению на рабочих поверхностях где 0,75 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по кулачкам вследствие неточности изготовления; D 1, b и h — размеры муфты ; [ р τ ]=25...35 Н/мм2 — допускаемое давление для закаленных кулачков, включаемых на ходу; на прочность — по напряжению изгиба у основания кулачков в предположении неполного включения (сила приложена к вершинам кулачков): где W = а ² b /6 — момент сопротивления кулачка изгибу; а — средняя ширина кулачка. Допускаемое напряжение на изгиб для кулачков принимают [σ] и ≈[р τ ]

Слайд 24

Фрикционные муфты. Служат для плавного сцепления валов под нагрузкой на ходу при любых скоростях. Передача вращающего момента осуществляется силами трения между трущимися поверхностями деталей муфты . В начале включения за счет проскальзывания рабочих поверхностей муфты разгон ведомого вала происходит плавно, без удара, с постепенным нарастанием передаваемого вращающего момента по мере увеличения нажимной силы Р. При установившемся движении проскальзывание отсутствует, муфта замыкается и оба вала вращаются с одной и той же угловой скоростью. В момент перегрузок фрикционные муфты пробуксовывают, предохраняя машину от поломок. По форме поверхности трения фрикционные муфты делятся на д и с к о в ы е (а), к о н у с н ы е (б) и ц и л и н д р и ч е с к и е (в). В дисковых муфтах рабочими поверхностями служат плоские торцовые поверхности дисков, в конусных – конические, а в цилиндрических – цилиндрические. По условию смазывания муфты бывают м а с л я н ы е и сухие. Масло служит для уменьшения износа, улучшения расцепления рабочих поверхностей и отвода теплоты.

Слайд 25

В муфтах, работающих в масле, трущиеся детали изготовляют из закаленной стали. В сухих муфтах применяют пары трения - сталь или чугун по фрикционному материалу (накладки из асбестопроволочной прессованной ткани — ферродо, фрикционные пластмассы, металлокерамическое покрытие и др.). В современном машиностроении применяются различные конструкции фрикционных муфт, среди которых наибольшее распространение получила многодисковая муфта. Многодисковая фрикционная муфта состоит из двух полумуфт в виде корпуса 1 и втулки 3, дисков 4 и 5 и нажимного механизма 2 (рис.). В продольные пазы внутренней поверхности корпуса свободно входят зубья ведущих дисков 4, а в пазы на наружной поверхности втулки — зубья ведомых дисков 5, между которыми возникают силы трения, что обусловливает передачу вращающего момента.

Слайд 26

Основным критерием работоспособности фрикционных муфт является износостойкость трущихся поверхностей, Поверхности трения дисков проверяют на износостойкость по значению давления. Таблица. Значения [р m ] и f для фрикционных муфт

Слайд 1

НЕРАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Соединения сварные, паяные, клеевые. Основные типы сварных швов и сварных соединений. Допускаемые напряжения. Расчет соединений при осевом нагружении. Общие сведения о клеевых и паяных соединениях. Соединения с натягом.

Слайд 2

Общие сведения о сварных соединениях Сварные соединения представляют собой основной тип неразъемных соединений. Они образуются путем местного нагрева деталей в зоне их соединения. В современном машиностроении применяют различные виды сварки. Наибольшее распростране­ние получили электрические виды, основными из которых являются дуговая и контактая сварка. Различают три разновидности дуговой сварки: 1) автоматическая сварка под флюсом . Этот вид сварки высокопроизводителен и экономичен, дает хорошее качество шва. Применяется в крупносерийном и массовом производстве для конструкций с длинными швами; 2) полуавтоматическая сварка под флюсом . Применяется для конструкций с короткими прерывистыми швами; 3) ручная Сварка, применяется в тех случаях, когда другие виды дуговой сварки нерациональны. Этот вид сварки малопроизводителен. Качество шва зависит от квалификации сварщика.

Слайд 3

Контактная сварка применяется в серийном и массовом производстве для нахлесточных соединений тонкого листового металла (точечная, шовная контактные сварки) или для стыковых соединений круглого и полосового металла (стыковая сварка).

Слайд 4

Достоинства сварных соединений. 1. Невысокая стоимость соединения благодаря малой трудоемкости сварки и простоте конструкции сварного шва (рис., б). 2. Сравнительно небольшая масса конструкции (на 15 ...25% меньше массы клепаной),так как: а) из-за отсутствия отверстий под заклепки требуется меньшая площадь сечений свариваемых деталей; б) соединение деталей может выполняться без накладок (рис., б); в) отсутствуют выступающие массивные головки заклепок (ср. рис., а и б). 3. Герметичность и плотность соединения. 4. Возможность автоматизации процесса сварки. 5. Возможность сварки толстых профилей.

Слайд 5

Недостатки. 1. Прочность сварного соединения зависит от квалификации сварщика. Применение автоматической сварки устраняет этот недостаток. 2. Коробление деталей из-за неравномерности нагрева в процессе сварки. 3. Недостаточная надежных неударных нагрузках. По мере совершенствования сварки этот недостаток проявляется в меньшей степени. Применение. В современном машиностроении, строительстве и других отраслях промышленности сварные соединения вытеснили заклепочные, за исключением особых случаев. Сварку широко применяют для получения заготовок деталей из проката в мелкосерийном и единичном производстве и в ремонтном деле. Сварными выполняют станины, рамы, корпуса редукторов, шкивы, зубчатые колеса (рис.), коленчатые валы, корпуса судов, железнодорожные вагоны, трубопроводы и др. В массовом производстве применяют штампосварные детали, полученные дуговой автоматической или контактной сваркой.

Слайд 6

В зависимости от взаимного расположения соединяемых элементов применяют следующие типы сварных соединений. Стыковые соединения. Простые и наиболее надежные из всех сварных соединений, их рекомендуют в конструкциях, подверженных вибрационным нагрузкам. На рис., а — г показаны различные варианты стыковых швов, выполняемых ручной дуговой сваркой при различной толщине соединяемых элементов. При автоматической сварке происходит более глубокое проплавление металла. Выпуклость стыкового шва увеличивает концентрацию напряжений, поэтому в ответственных соединениях ее удаляют механическим способом. Основные типы и элементы сварных соединений

Слайд 7

Нахлесточные соединения (рис., а — в) выполняют угловыми швами с различной формой сечения: а) нормальные (рис., а), профиль которых представляет собой равнобедренный треугольник; б) вогнутые (рис., б), применяют в особо ответственных конструкциях при переменных нагрузках, так как вогнутость обеспечивает плавный переход шва в основной металл детали, благодаря чему снижается концентрация напряжений. Вогнутый шов повышает стоимость соединения , так как требует последующей механической обработки для получения вогнутости;

Слайд 8

в) выпуклые (рис., в) — нерациональны, так как вызывают повышенную концентрацию напряжений; г) специальные (рис., г), профиль которых представляет собой неравнобедренный прямоугольный треугольник, применяются при переменных нагрузках, так как значительно снижают концентрацию напряжений. За катет шва k принимают катет вписанного в сечение шва равнобедренного треугольника (рис., б). В большинстве случаев значение k принимают равным толщине ё свариваемых деталей, но не менее 3 мм.

Слайд 9

В зависимости от расположения угловые швы бывают: а) лобовые, расположенные перпендикулярно линии действия силы F (см. рис., а); б) фланговые, расположенные параллельно линии действия силы F (см. рис., б); ) комбинированные, состоящие из сочетания лобовых и фланговых швов (см. рис., в). В нахлестанных соединениях возникает изгибающий момент M = Fδ (см. рис., а) от внецентренного действия растягивающих или сжимающих сил, что является недостатком этих соединений. Тавровые соединения Тавровые соединения. Свариваемые элементы располагаются во взаимно перпендикулярных плоскостях. Соединение может выполняться угловыми (рис., а) или стыковыми (рис., б) швами.

Слайд 10

Расчет на прочность сварных соединений Основным критерием работоспособности швов сварных соединений является прочность. Расчет на прочность основан на допущении, что напряжения в шве распределяются равномерно как по длине, так и. по сечению. Стыковые соединения . Расчет швов (рис.) производят на растяжение или сжатие по сечению соединяемых деталей без учета утолщения шва. Условие прочности шва на растяжение σ’ р = где F - растягивающая сила; δ - толщина шва (принимается равной толщине детали); ℓ ш - длина шва; σ ` p и [σ]' р - расчетное и допускаемое напряжения на растяжение для шва (см. табл.).

Слайд 11

Нахлесточные соединения угловыми швами. Расчет угловых швов производят на срез по опасному сечению I - I (см. рис., а), совпадающему с биссектрисой прямого угла. Расчетная высота опасного сечения шва равна k sin 45° ≈0,7 k . Условие прочности шва на срез при действии растягивающей или сжимающей силы τ ′ ср = где τ ` ср и [ τ ]` ср — расчетное и допускаемое напряжения среза для шва (см. табл.); ℓ ш — расчетная длина шва. В соединении лобовыми швами ℓ ш = 2 ℓ л (см. рис., а), фланговыми швами ℓ ш = 2 ℓ фл (см. рис., б). В комбинированном сварном шве (см. рис., в) ℓ ш равна сумме длин всех лобовых и фланговых швов.

Слайд 12

Допускаемые напряжения для сварных соединений Температурные деформации при сварке создают остаточные напряжения в зоне шва. Эти напряжения незначительны, если свариваемые металлы обладают хорошей пластичностью. К таким металлам относятся низко- и среднеуглеродистые стали. Сварка легированных сталей несколько затруднена из-за склонности к закалке около шовной зоны. Допускаемые напряжения для сварных соединений выбирают по табл. При переменной нагрузке допускаемые напряжения, полученные по табл., снижают умножением на коэффициент γ : γ =

Слайд 13

Рекомендации по конструированию сварных соединений Из-за дефектов сварки на концах шва принимают минимальную длину шва не менее 30 мм. В нахлесточных соединениях (см. рис., а) длину перекрытия принимают не менее величины 4 δ , где δ — минимальная толщина свариваемых деталей. Длина лобовых швов ℓ л не ограничивается. Длина фланговых швов ограничивается, так как с увеличением их длины возрастает неравномерность распределения напряжений по длине шва (см. рис. 1.4, б); ℓ фл ≤50 k . Сварные швы располагают так, чтобы они в соединении были нагружены равномерно. При конструировании соединения уголков с косынками (рис.) длины фланговых швов принимают из условия равенства: ℓ 1 фл z 0 = ℓ 2 фл ( b - z 0 ), где ℓ 1 фл + ℓ 2 фл = ℓ фл – суммарная длина фланговых швов.

Слайд 14

Следовательно, длина флангового шва у пера уголка ℓ 2фл = ℓ фл Z 0 / b . 5. В конструкциях, подверженных действию вибрационных знакопеременных нагрузок, нахлесточные соединения не рекомендуются, так как они создают значительную концентрацию напряжений. По этой же причине не разрешается применять всевозможные «усиливающие» накладки и другие элементы.

Слайд 15

Пример Рассчитать сварные соединения однодискового зубчатого колеса, передающего вращающий момент Т = 30 кН∙м (см. рис. 2). Внутренний диаметр диска d 1 = 210 мм, наружный d 2 = 500 мм. Материал обода, ступицы и диска — сталь Ст3. Распределение нагрузки по сварному шву неравномерное — циклическое, с коэффициентом асимметрии цикла R = 0,3. Сварка ручная, дуговая электродом Э50А. Шов двусторонний ( i = 2).

Слайд 16

Решение. 1. Для фланговых швов принимаем эффективный коэффициент концентрации напряжений К σ = 4. При R = σ min / σ max =0,3 среднее напряжение цикла σ т > 0. Допускаемое напряжение среза для угловых швов при переменной нагрузке по табл. : [ τ ]` ср = γ ∙0,65[σ] р , где по формуле γ = По таблице для стали Ст3 [σ] р =160Н/мм2. Следовательно, [ τ ]` ср = γ ∙0,65[σ] р =0,51∙0,65∙160 Н/мм2=53 Н/мм2

Слайд 17

2. Окружные силы на внутреннем и наружном диаметрах диска: F t 1 =2 T / d 1 = (2∙30/0,21) кН = 285 кН, F t 2 =(2 ∙30/0,5) кН=120 кН. 3. Внутренний и наружный периметры диска (длины фланговых швов) : ℓ 1фЛ = π d 1 = π∙210 мм = 660 мм, ℓ 2фл = π d 2 = π∙ 500 мм = 1570 мм. 4. Высота катета по внутреннему периметру диска [формула (1.2)] k 1 = Принимаем k 1 =6 мм.

Слайд 18

Высота катета по наружному периметру диска. Так как F t 1 > F t 2 и ℓ 1фл < ℓ 2фл , то более нагружен шов по внутреннему периметру диска. Для него высота катета k 1 = 6 мм. По наружному пери­метру диска принимаем k 2 = k 1 =6 мм. Сплошной шов заменяем прерывистым — шесть участков длиной ℓ =10k 2 = 60 мм каждый. Расчетное напряжение среза этого шва τ ` ср2 = прочность шва обеспечивается.

Слайд 19

Клеевые соединения Клеевые соединения применяют для деталей из металла и неметаллических материалов. Достоинства – возможность соединения разнородных материалов, герметичность, стойкость против коррозии, возможность соединения очень тонких листовых деталей, малая концентрация напряжений. Недостатки – сравнительно невысокая прочность, низкая теплостойкость. На прочность клеевых соединений влияют характер нагрузок, конструкция соединения, марка клея, технология склеивания и время (с течением времени прочность некоторых клеев уменьшается). Для склеивания различных материалов применяют большое количество марок клея, отличающихся физико-механическими и технологическими свойствами (клеи БФ, ВК-1, ВК-2, МПФ-1 и др.). Наибольшее применение в машиностроении получили нахлесточные клеевые соединения, работающие на сдвиг. Перед наклеиванием соединяемые поверхности обрабатывают абразивной шкуркой, так как шероховатость увеличивает поверхность склеивания. Толщина слоя клея должна быть 0,00…0,15 мм. Р а с ч е т н а п р о ч н о с т ь клеевых соединений производят на сдвиг методами сопротивления материалов. Для соединений, полученных клеями основных марок, принимают допускаемое напряжение на сдвиг [ τ ] c =10…15 Н/мм2.

Слайд 20

Контрольные вопросы 1. Какие преимущества имеют сварные соединения по сравнению с заклепочными? Область их применения. 2. Что называется сварным швом? Типы сварных швов. 3. Как рассчитывают сварные швы, нагруженные осевой силой? 4. Какие факторы учитывают при выборе допускаемых напряжений для сварных швов? 5. Как рассчитывают угловые сварные швы: лобовые, фланговые и комбинированные при нагружении осевой силой? 6. Каковы достоинства, недостатки клеевых соединений по сравнению со сварными? Область их применения.

Слайд 1

РАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Резьбовые соединения. Расчет одиночного болта на прочность при постоянной нагрузке. Шпоночные и шлицевые соединения. Классификация, сравнительная характеристика. Проверочный расчет соединений.

Слайд 2

Общие сведения Классификация резьб. В зависимости от формы поверхности, на которой образуется резьба, различают цилиндрические и конические резьбы. В зависимости от формы профиля резьбы делятся на пять основных типов: треугольные, упорные, трапецеидальные , прямоугольные и круглые . В зависимости от направления винтовой линии резьбы бывают правые и левые. У правой резьбы винтовая линия поднимается слева вверх направо. Левая резьба имеет ограниченное применение. В зависимости от числа заходов резьбы делятся на однозаходные, многозаходные. Многозаходные резьбы получаются при перемещении по винтовым линиям нескольких рядом расположенных профилей. Заходность резьбы легко определить с торца винта по числу сбегающих витков. Крепежные резьбы применяют в резьбовых соединениях; они имеют треугольный профиль, который характеризуется: большим трением, предохраняющим резьбу от самоотвинчивания; высокой прочностью; технологичностью.

Слайд 3

Крепежно - уплотняющие резьбы применяют в соединениях, требующих герметичности. Эти резьбы также выполняют треугольного профиля, но без радиальных зазоров. Как правило, все крепежные резьбовые детали имеют однозаходную резьбу. Резьбы для передачи движения применяются в винтовых механизмах и имеют трапецеидальный (реже прямоугольный) профиль, который характеризуется меньшим трением. Достоинства. 1. Высокая нагрузочная способность и надежность. 2. Наличие большой номенклатуры резьбовых деталей для различных условий работы. 3. Удобство сборки и разборки. 4. Малая стоимость, обусловленная стандартизацией и высоко­производительными процессами изготовления. Недостатки. Главным недостатком резьбовых соединений является наличие большого количества концентраторов напряжений на поверхностях резьбовых деталей, которые снижают их сопротивление усталости при переменных напряжениях.

Слайд 4

Геометрические параметры резьбы Основными геометрическими параметрами цилиндрической резьбы являются (рис. : d — наружный диаметр — номинальный диаметр резьбы; d 1 — внутренний диаметр резьбы гайки; d 2 — средний диаметр резьбы, т. е. диаметр воображаемого цилиндра, на котором толщина витка равна ширине впадины; р — шаг резьбы, т. е. расстояние между одноименными сторонами двух соседних витков в осевом направлении; ph — ход резьбы, т. е. расстояние между одноименными сторонами одного и того же витка в осевом направлении: для однозаходной резьбы р h =р, для многозаходных резьб р h = zp , где z — число заходов; α— угол профиля резьбы; ψ— угол подъема резьбы, т. е. угол, образованный винтовой линией по среднему диаметру резьбы и плоскостью, перпендикулярной оси винта: Из формулы (3.1) следует, что угол ψ возрастает с увеличени­м заходности резьбы.

Слайд 5

Основные типы резьб Метрическая резьба . Это наиболее распространенная из крепежных резьб. Имеет профиль в виде равностороннего треугольника, следовательно, α = 60°. Вершины витков и впадин притупляются по прямой или дуге, что уменьшает концентрацию напряжений, предохраняет резьбу от повреждений, а также удовлетворяет нормам техники безопасности. Радиальный зазор в резьбе делает ее негерметичной. Метрические резьбы делятся на резьбы с крупным и мелким шагом. В качестве основной крепежной применяют резьбу с крупным шагом, так как она менее чувствительна к изнашиванию и неточностям изготовления. Резьбы с мелким шагом меньше ослабляют деталь и характеризуются повышенным самоторможением, так как при малом шаге угол подъема винтовой линии ψ мал. Дюймовая резьба* . Имеет профиль в виде равнобедренного треугольника с углом при вершине α = 55°. Применяется только при ремонте деталей импортных машин. Трубная резьба. Трубная цилиндрическая резьба является мелкой дюймовой резьбой, но с закругленными выступами и впадинами. Отсутствие радиальных зазоров делает резьбовое соединение герметичным. Применяется для соединения труб.

Слайд 6

Трапецеидальная резьба. Это основная резьба в передаче винт — гайка . Ее профиль — равнобочная трапеция с углом α = 30°. Характеризуется небольшими потерями на трение, технологична. К.п.д. выше, чем для резьб с треугольным профилем. Применяется для передачи реверсивного движения под нагрузкой (ходовые винты станков и т. п.). Стандартные размеры резьбы приведены в табл. Упорная резьба . Имеет профиль в виде не равнобочной трапеции с углом 270. Для возможности изготовления резьбы фрезерованием рабочая сторона профиля имеет угол наклона 30. К.п.д. выше, чем у трапецеидальной резьбы. Закругление впадин повышает сопротивление усталости винта. Применяется в передаче винт-гайка при больших односторонних осевых нагрузках (грузовые винты прессов, домкратов и т.д.). Прямоугольная резьба . Профиль резьбы - квадрат. Обладает пониженной прочностью. При изнашивании образуются осевые зазоры, которые трудно устранить. Не стандартизована. Применяется ограниченно в малонагруженных передачах винт-гайка. Круглая резьба . Профиль резьбы состоит из дуг, сопряженных короткими прямыми линиями. Угол профиля α =30°. Резьба характеризуется высокой динамической прочностью. Изготовляется по стандарту. Применяется ограниченно при тяжелых условиях эксплуатации в загрязненной среде. Технологична при изготовлении отливкой, накаткой и выдавливанием на тонкостенных изделиях.

Слайд 7

Силовые соотношения в винтовой паре Гайка нагружена осевой силой F и, равномерно вращаясь под действием окружной силы F t , приложенной по касательной к окружности среднего диаметра d 2 резьбы, перемещается вверх. Развернем виток резьбы в наклонную плоскость, а всю гайку представим в виде ползуна. При равномерном перемещении по наклонной плоскости ползун находится в состоянии равновесия под действием системы сил F , F t , N и R f , из которых N — нормальная реакция наклонной плоскости, a R f = fN — сила трения.

Слайд 8

Сила трения R f отклоняет силу N на угол трения φ, образуя силу R . Из схемы сил следует, что F t = F tg(ψ + φ). Полученная зависимость между F и F t справедлива только для прямоугольной резьбы, когда φ = arctg f . В треугольной и трапецеидальной (остроугольных) резьбах имеется повышенное трение вследствие клинчатой формы витков резьбы. Связь между силами трения в прямоугольной и остроугольной резьбах легко получить, если предположить, что витки резьбы перпендикулярны оси винта, т. е. ψ = 0. Согласно рис. сила трения в прямоугольной резьбе R f = fN , но при ψ= 0 нормальная реакция N = F , следовательно, R f = fF . Для треугольной резьбы также Rf = fN , где N — N `/ cos α `, а ` — угол наклона рабочей грани витка. При ψ=0 составляющая нормальной реакции N ` = F , следовательно, R f =fF/cos α`=f`F где f ` = f / cos a ` — приведенный коэффициент трения. Приведенный угол трения φ `= arctg f ` arctg ( f / cos α `) Таким образом, для определения окружной силы F t в винтовой паре с треугольной или трапецеидальной резьбой в формулу необходимо подставить вместо действительного приведенный угол трения, т. е. F t =Ftg (ψ+φ`) где ψ — угол подъема резьбы.

Слайд 9

Момент завинчивания При завинчивании гайки или винта к ключу прикладывают момент завинчивания : T зав =F p l=T+Tf где F p - сила на конце ключа; l - расчетная длина ключа; Т - момент в резьбе от окружной силы F t , приложенной по касательной к окружности среднего диаметра резьбы, T=F t d 2 /2=(F 0 d 2 /2)tg (ψ+φ`) Здесь f 0 — сила затяжки болта (взамен внешней осевой силы F ) ; T f — момент трения на опорном торце гайки или головки винта. Опорный торец гайки представ­ляет собой кольцо с наружным диаметром D 1 , равным ее диаметру фаски, и внутренним диаметром d o , равным диаметру отверстия под болт в детали. Не допуская существенной погрешности, можно принять, что равнодействующая сила трения R f = F o f приложена на среднем радиусе R cp = ( D 1 + d 0 )/4 опорной поверхно­сти гайки. При этом T f =R f R cp =F 0 f(D 1 +d 0 )/4 T зав =Fpl=F0 Следовательно, момент за­винчивания (момент на ключе) T зав =F p l=F 0

Слайд 10

Самоторможение и к.п.д. винтовой пары Условие самоторможения в винтовой паре, при котором статическая осевая нагрузка не вызывает самоотвинчивания гайки, выражается неравенством ψ<φ`. Все крепежные резьбы самотормозящие. (В примере метрическая резьба с крупным шагом М20 имеет угол подъема ψ = 2°29', а приведенный угол трения φ' = 9°50', следовательно, самоторможение обеспечивается.) Самоторможение метрических резьб с мелким шагом надежнее, так как они имеют меньший угол ψ.

Слайд 11

К.п.д. винтовой пары ηв.п определяется отношением получен­ной работы W n на винте к затраченной работе W 3 за один оборот винта или гайки. W n = F p h = Fπd 2 tgψ , W 3 = F t πd 2 = F tg ( ψ + φ `) πd 2 . Следовательно, η в.п. =

Слайд 12

Контрольные вопросы Как происходит образование винтовой линии? Что такое профиль резьбы, шаг резьбы, угол профиля и угол подъема резьбы? Какие различают типы резьбы по назначению, по геометрической форме и какие из них стандартизованы? Основные параметры резьбы. Какие различают типы метрической резьбы? Почему метрическая резьба с крупным шагом имеет преимущественное применение? Когда применяются резьбы с мелким шагом? Почему для болтов применяется треугольная резьба? Какие различают болты, винты и шпильки по назначению и конструкции? В чем основное достоинство болтового соединения? Когда применяют шпильки и винты вместо болтов? Какие применяют способы стопорения резьбовых соединений? Какие материалы применяют для изготовления резьбовых и крепежных деталей? Что характеризуют числовые обозначения класса прочности болта, например класс прочности 5.6? Как рассчитывают болты (винты и шпильки) при действии на них постоянных нагрузок в следующих случаях: предварительно затянутый болт дополнительно нагружен осевой растягивающей силой; болт, установленный в отверстие с зазором, нагружен поперечной силой? Как определяют допускаемые напряжения для болтов (винтов и шпилек) при расчете их на прочность?