ДЕТАЛИ МАШИН. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГОБУ ВПО «ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ СЕВЕРНОГО ЗАУРАЛЬЯ»

МЕХАНИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

 

МЕХАНИКА

Части 4, 5

ДЕТАЛИ МАШИН. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

КРАТКИЙ КУРС ЛЕКЦИЙ

 

для студентов направления подготовки

280700.62 «Техносферная безопасность»,

профиль 6 «Пожарная безопасность»

 

 

Тюмень - 2014

УДК 620.10

 

Авторы-составители: Т.В. Рожкова, В.А. Пяльченков

 

Рецензенты:

Д-т. техн. наук С.П. Пирогов, профессор ГАУ Северного Зауралья;

канд. техн. наук Н.И. Смолин, профессор ГАУ Северного Зауралья.

 

Механика. Части 4, 5 «Детали машин. Основы конструирования »: Краткий курс лекций для студентов направления подготовки 280700.62 «Техносферная безопасность», профиль 6 – Пожарная безопасность очной и заочной форм обучения. – Тюмень: ГАУ Северного Зауралья, 2014. – 32 с.

 

Рекомендовано к изданию методической комиссией Механико-технологического института Государственного аграрного университета Северного Зауралья.

 

Печатается по решению редакционно-издательского совета ГАУ Северного Зауралья.

ã Государственный аграрный университет Северного Зауралья, 2014 г.

ã Т.В.Рожкова, В.А. Пяльченков.

ВВЕДЕНИЕ

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Дисциплина Механика. Части 4, 5 «Детали машин. Основы конструирования» входит в цикл дисциплин, призванных обеспечить общетехническую подготовку бакалавров, владеющих основами проектирования, изготовления и ремонта механизмов и машин независимо от отрасли промышленности и транспорта. Механика рассматривает общие методы и алгоритмы анализа, синтеза и проектирования деталей, механизмов и машин.

 

Дисциплина «Механика» относится к общепрофессиональному циклу дисциплин базовой части для студентов, обучающихся по направлению 280700.62 «Техносферная безопасность», профиль 6 – Пожарная безопасность очной и заочной форм обучения.

 

Процесс изучения дисциплины направлен на формирование следующих компетенций:

общепрофессиональных

· ПК - 4 – Способностью оценивать риск и определять меры по обеспечению безопасности разрабатываемой техники

· ПК 5 - Способностью использовать методы расчетов элементов технологического оборудования по критериям работоспособности и надежности.

 

Для успешного освоения дисциплины студенты должны

знать:

‑ связи различных разделов прикладной механики с другими общенаучными инженерными дисциплинами;

– основные модели механики и границы их применения (модели материала, формы, сил, отказов);

– основные методы исследования нагрузок, перемещений и напряженно-деформированного состояния в элементах конструкций, методы проектных и проверочных расчетов изделий;

– методы проектно-конструкторской работы; подходы к формированию множества решений проектной задачи на структурном и конструкторском уровнях; общие требования к автоматизированным системам проектирования,

 

уметь:

– пользоваться терминологией, характерной для различных разделов прикладной механики;

– проектировать и конструировать типовые элементы машин (передач, валопроводов, соединений и др.), получать оценки их прочности, и жесткости;

иметь навыки:

– использования справочной литературы и стандартов;

– выбора аналогов и прототипа конструкций при проектировании;

– проведения инженерных расчетов по теории механизмов и механике деформируемого твердого тела.

 

Курс «Механика» является общетехнической дисциплиной, вводящей в курс технических и специальных дисциплин, таких как «Надежность технических систем и техногенный риск», «Метрология, стандартизация и сертификация», «Единая система конструкторской документации» и т.д.

 

Раздел «Детали машин. Основы конструирования» непосредственно опирается на разделы " Сопротивление материалов" и " Теория механизмов и машин", которые изучаются ранее. Кроме того, для успешного выполнения расчётно-графических работ и курсового проекта необходимы хорошие знания правил и приёмов курса «Инженерная графика».

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

 

Деталь – (франц. detail – кусочек) – изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций (ГОСТ 2.101-68).

Звено – группа деталей, образующая подвижную или неподвижную относительно друг друга механическую систему тел.

Сборочная единица – изделие, составные части которого подлежат соединению на предприятии-изготовителе посредством сборочных операций (ГОСТ 2.101-68).

Узел – законченная сборочная единица, состоящая из деталей общего функционального назначения.

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

Агрегат – (лат. aggrego – присоединять) унифицированный функциональный узел, обладающий полной взаимозаменяемостью.

Автомат – (греч. " аутомотос" – самодвижущийся) машина, работающая по заданной программе без оператора.

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

Проектирование – создание прообраза объекта, представляющего в общих чертах его основные параметры.

Конструирование - процесс от идеи до изготовления машин до завершающей стадии его подготовки. Цель и конечный результат конструирования – создание рабочей документации (ГОСТ 2.102-68), по которой можно без участия разработчика изготавливать, эксплуатировать, контролировать и ремонтировать изделие.

Техническое задание – документ, составляемый совместно заказчиком и разработчиком, содержащий общее представление о назначении, технических характеристиках и принципиальном устройстве будущего изделия.

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

Творчество – специфическая материальная или духовная деятельность, порождающая нечто новое или новую комбинацию известного.

Изобретение – новое решение технической задачи, дающее положительный эффект.

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

К омпоновка – расположение основных деталей, узлов, сборочных единиц будущего объекта.

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

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

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

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

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

Т ехнический проект – заключительный этап проектирования (ГОСТ 2.120-73), когда выявляются окончательные технические решения, дающие полное представление об изделии.

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

ТРЕБОВАНИЯ К МАШИНАМ И КРИТЕРИИ ИХ КАЧЕСТВА

Требования к машинам многообразны, их можно условно разделить на три основные взаимосвязанные группы:

· технологические требования;

· экономические требования;

· эксплуатационные требования.

Технологичность – изготовление изделия при минимальных затратах труда, времени и средств при полном соответствии своему назначению.

Экономичность – минимальная стоимость производства и эксплуатации.

Работоспособность – состояние объекта, при котором он способен выполнять заданные функции.

Надёжность – свойство объекта сохранять во времени способность к выполнению заданных функций (ГОСТ 27.002-83).

 

Основными критериями качества машин считают:

Мощность – скорость преобразования энергии;

Производительность – объём работы (продукции, информации), выполняемой в единицу времени;

 

КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

 

Детали машин классифицируют на типовыегруппы по характеру их использования:

- передачи передают движение от источника к потребителю.

- валы и оси несут на себе вращающиеся детали передач.

- опоры служат для установки валов и осей.

- муфты соединяют между собой валы и передают вращающий момент.

- соединительные детали (соединения) соединяют детали между собой.

- упругие элементы смягчают вибрацию и удары, накапливают энергию, обеспечивают постоянное сжатие деталей.

- корпусные детали организуют внутри себя пространство для размещения всех остальных деталей, обеспечивают их защиту.

МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

 

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

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

Передачи по принципу работы разделяются на:

1 Передачи зацеплением:

è с непосредственным контактом (зубчатые и червячные);

è с гибкой связью (цепные, ременные).

2 Передачи трением (сцеплением трущихся поверхностей):

è с непосредственным контактом поверхностей (фрикционные);

è с гибкой связью (ременные).

Передачи зацеплением

 

Передают движение с помощью последовательно зацепляющихся зубьев.

Виды повреждений зубьев

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

Усталостное выкрашивание является наиболее серьёзным и распространённым дефектом поверхности зубьев даже для закрытых хорошо смазываемых и защищённых от загрязнения передач. На рабочих поверхностях появляются небольшие углубления, которые затем превращаются в раковины. Выкрашивание носит усталостный характер. Выкрашивание приводит к повышению контактного давления и нарушению работы передачи.

Абразивный износ является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. Основные меры предупреждения износа – повышение твёрдости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел. В расчёте на контактную выносливость абразивный износ учитывается занижением допускаемых контактных напряжений.

Заедание происходит в высоконагруженных и высокоскоростных передачах. Другой, реже встречающийся, но не менее опасный вид поломок – излом зуба. Такая поломка связана с напряжениями изгиба, также имеющими отнулевой пульсирующий характер.

Силы в зубчатом зацеплении

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

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

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

+ осевую силу F_a, направленную параллельно оси колеса;

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

+ окружную силу F_t , направленную касательно к делительной окружности.

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

F_t = 2M_Вр / d_w.

Радиальная сила вычисляется, зная угол зацепления a_w

F_r = F_t tga_w.

Осевая сила вычисляется через окружную силу и угол наклона зубьев b

F_a = F_t tgb.

Наконец, если необходимо, зная все проекции, можно вычислить и модуль нормальной силы

F_n= ( F_a² + F_r² + F_t² ) ^½ = F_t / ( cosα _w cosβ )

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

q_n = F_n / l_Σ ≈ F_t / ( b ε _α k_ε cosα _w cosβ ),

где e _a - коэффициент перекрытия, k _e - отношение минимальной длины контактной линии к средней.

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

Зубья рассчитывают на контактную выносливость и на изгиб.

 

Червячные передачи

 

Червячная передача имеет перекрещивающиеся оси валов, обычно под углом 90°. Она состоит из червяка – винта с трапецеидальной резьбой и зубчатого червячного колеса с зубьями соответствующей специфической формы (рисунок 4.3).

Рисунок 4.3

 

Движение в червячной передаче преобразуется по принцпу винтовой пары. Изобретателем червячных передач считают Архимеда.

Достоинства червячных передач:

+ большое передаточное отношение (до 80);

+ плавность и бесшумность хода.

Недостатки червячных передач: высокое трение в зацеплении. Это ведёт к низкому КПД (на 20-30% ниже, чем у зубчатых), износу, нагреву и необходимости применять дорогие антифрикционные материалы.

Кроме того, помимо достоинств и недостатков, червячные передачи имеют важное свойство: движение передаётся только от червяка к колесу, а не наоборот. Никакой вращающий момент, приложенный к колесу, не заставит вращаться червяк. Именно поэтому червячные передачи находят применение в подъёмных механизмах, например в лифтах. Там электродвигатель соединён с червяком, а трос пассажирской кабины намотан на вал червячного колеса во избежание самопроизвольного опускания или падения.

Передаточное отношение червячной передачи находят аналогично цилиндрической

U = n₁ / n₂ = Z₂ / Z₁.

Здесь Z₂ – число зубьев колеса, Z₁ - число заходов червяка, которое обычно бывает равно 1, 2, 3 или 4.

Основные причины выхода из строя червячных передач:

+ поверхностное выкрашивание и схватывание;

+ излом зуба.

Это напоминает характерные дефекты зубчатых передач, поэтому и расчёты проводятся аналогично.

В осевом сечении червячная пара фактически представляет собой прямобочное реечное зацепление, где радиус кривизны боковой поверхности " рейки" (винта червяка) r₁ равен бесконечности и, следовательно, приведённый радиус кривизны равен радиусу кривизны зуба колеса

r_пр = r₂.

 

Далее расчёт проводится по формуле Герца-Беляева. Из проектировочного расчёта находят осевой модуль червяка, а по нему и все геометрические параметры зацепления.

Особенность расчёта на изгиб состоит в том, что принимается эквивалентное число зубьев Z_экв = Z₂ / cos³g, где g - угол подъёма витков червяка.

Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что механизм опасно нагревать выше 95^оС. Допускаемая температура назначается 65 ^oC.

Уравнение для теплового расчёта составляется из баланса тепловой энергии, а именно: выделяемое червячной парой тепло должно полностью отводиться в окружающую среду

Q_{выделяемое} = Q_{отводимое}.

Решая это уравнение, находим температуру редуктора, передающего заданную мощность N

t = [ 860 N ( 1- η )] / [ K_T S ( 1- Ψ )] + t_o.

где K_T – коэффициент теплоотдачи, S – поверхность охлаждения (корпус), t_o – температура окружающей среды, Y – коэффициент теплоотвода в пол.

В случае, когда расчётная температура превышает допускаемую, то следует предусмотреть отвод избыточной теплоты.

 

Фрикционные передачи

 

Передают движение за счёт сил трения (лат. frictio – трение). Простейшие передачи состоят из двух цилиндрических или конических роликов - катков.

Главное условие работы передачи состоит в том, что момент сил трения между катками должен быть больше передаваемого вращающего момента.

Передаточное отношение цилиндрической фрикционной передачи определяют как отношение частот вращения или диаметров тел качения.

U₁₂ = n₁/n₂=D₂ /[ D₁ ( 1-e )],

где ε – коэффициент скольжения ( 0, 05 - для передач " всухую"; 0, 01 – для передач со смазкой и большими передаточными отношениями).

Для конической передачи – вместо диаметров берут углы конусов.

Фрикционные передачи выполняются либо с постоянным, либо с регулируемым передаточным отношением (вариаторы).

Передачи с постоянным передаточным отношением применяются редко, главным образом, в кинематических цепях приборов, например, магнитофонов и т.п. Они уступают зубчатым передачам в несущей способности. Зато фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и в силовых передачах для бесступенчатого регулирования скорости. Зубчатые передачи не позволяют такого регулирования.

Достоинства фрикционных передач:

+ простота тел качения;

+ равномерность вращения, что удобно для приборов;

+ возможность плавного регулирования скорости;

+ отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи.

Недостатки фрикционных передач:

` потребность в прижимных устройствах;

` большие нагрузки на валы, т.к. необходимо прижатие дисков;

` большие потери на трение;

` повреждение катков при пробуксовке;

` неточность передаточных отношений из-за пробуксовки.

Основными видами поломок фрикционных передач являются:

- усталостное выкрашивание (в передачах с жидкостным трением смазки, когда износ сводится к минимуму);

- износ (в передачах без смазки);

- задир поверхности при пробуксовке.

Проектировочный расчёт выполняется по допускаемым контактным напряжениям.

 

Передачи с гибкой связью

Ременные передачи

Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания.

Ремни имеют различные сечения:

а) плоские, прямоугольного сечения;

б) трапециевидные, клиновые;

в) круглого сечения;

г) поликлиновые.

Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность.

Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.

В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

Достоинства ременных передач:

+ передача движения на средние расстояния;

+ плавность работы и бесшумность;

+ возможность работы при высоких оборотах;

+ дешевизна.

Недостатки ременных передач:

+ большие габариты передачи;

+ неизбежное проскальзывание ремня;

+ высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;

+ потребность в натяжных устройствах;

+ опасность попадания масла на ремень;

+ малая долговечность при больших скоростях.

Основные критерии расчёта ременных передач:

+ тяговая способность или прочность сцепления ремня со шкивом;

+ долговечность ремня.

Если не будет выдержано первое условие, ремень начнёт буксовать, если не выполнить второе – ремень быстро разорвётся. Поэтому основным расчётом ременных передач является расчёт по тяговой способности. Расчёт на долговечность выполняется, как проверочный.

Для создания трения ремень надевают с предварительным натяжением F_o. В покое или на холостом ходу ветви ремня натянуты одинаково. При передаче вращающего момента Т₁ натяжения в ветвях перераспределяются: ведущая ветвь натягивается до силы F₁, а натяжение ведомой ветви уменьшается до F₂. Составляя уравнение равновесия моментов относительно оси вращения имеем

–T₁ + F₁D₁/2 – F₂D₂/2 = 0

или F₁ – F₂ = F_t,

где F_t – окружная сила на шкиве F_t = 2T₁/D₁.

 

Общая длина ремня не зависит от нагрузки, следовательно, суммарное натяжение ветвей остаётся постоянным: F₁ + F₂ = 2F_o. Таким образом, получаем систему двух уравнений c тремя неизвестными:

F₁ = F_o + F_t/2; F₂ = F_o – F_t/2.

Эти уравнения устанавливают изменение натяжения ветвей в зависимости от нагрузки F_t, но не показывают нам тяговую способность передачи, которая связана с силой трения между ремнём и шкивом.

Порядок проектного расчёта плоскоременной передачи

1. Выбирают тип ремня.

2. Определяют диаметр малого шкива D₁= ( 110…130 )( N/n ) ^1/3, где N –мощность, КВТ, n –частота вращения, об/мин, подбирают ближайший по ГОСТ 17383-73.

3. Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 2 ( D₁+D₂ ) ≤ a≤ 15м.

4. Проверяют угол обхвата на малом шкиве: α ₁=180^о-57^о ( D₂-D₁ ) /a, рекомендуется [ α ₁ ] ≥ 150^о , при необходимости на ведомой нити ремня применяют натяжной ролик, который позволяет даже при малых межосевых расстояниях получить угол обхвата более 180^о. Угол обхвата можно измерить по вычерченной в масштабе схеме передачи.

5. По передаваемой мощности N и скорости v ремня определяютширину b≥ N/ ( vz [ p ])иплощадьремня F≥ N/ ( v [ k ]), где [ p ] –допускаемая нагрузка на 1мм ширины прокладки, [ k ]– допускаемая нагрузка на единицу площади сечения ремня.

6. Подбирают требуемый ремень по ГОСТ 101-54; 6982-54; 18679-73; 6982-75; 23831-79; ОСТ 17-969-84.

7. Проверяют ресурс передачи N = 3600vz_шT.

8. Вычисляют силы, действующие на валы передачи F_R = F_ocos ( β /2 ).

 

Порядок проектного расчёта клиноременной передачи

1. Выбирают по ГОСТ 1284-68; 1284.1-80; 5813-76; РТМ 51015-70 профиль ремня. Большие размеры в таблицах соответствуют тихоходным, а меньшие – быстроходным передачам.

2. Определяют диаметр малого шкива.

3. Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 0, 55 ( D_M+D_б ) +h ≤ a ≤ 2 ( D₁+D₂ ), где h – высота сечения ремня.

4. Находят длину ремня и округляют её до ближайшего стандартного значения.

5. Проверяют частоту пробегов ремня и если она выше допустимой, то увеличивают диаметры шкивов или длину ремня.

6. Окончательно уточняют межосевое расстояние.

7. Определяют угол обхвата на малом шкиве α ₁ = 180^о-57^о ( D₂-D₁ ) /a, рекомендуется [ α ₁ ] ≥ 120^о .

8. По тяговой способности определяют число ремней.

9. При необходимости проверяют ресурс.

10. Вычисляют силы, действующие на валы передачи.

 

Шкивы ременных передач имеют: обод, несущий ремень, ступицу, сажаемую на вал и спицы или диск, соединяющий обод и ступицу.

Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют до ближайшего значения из ряда по ГОСТ 17383-73*. Ширину шкива выбирают в зависимости от ширины ремня.

Во избежание сползания ремня их рабочие поверхности делают выпуклыми. Шероховатость R_Z £ 10 мкм.

Чугунные шкивы применяют при скоростях до 30 ÷ 45 м/с. Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски, шкивы больших диаметров – ступицы эллиптического переменного сечения. Стальные сварные шкивы применяют при скоростях 60 ÷ 80 м/с . Шкивы из лёгких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100м/с.

Ремни должны обеспечивать:

+ прочность при переменных напряжениях;

+ износостойкость;

+ высокое трение со шкивами;

+ малую изгибную жёсткость.

Этим условиям удовлетворяют высококачественная кожа и синтетические материалы (резина), армированные белтинговым тканевым (ГОСТ 6982-54), полимерным (капрон, полиамид С-6, каучук СКН-40, латекс) или металлическим кордом. Применяются прорезиненные тканевые ремни (ГОСТ 101-54), слоистые нарезные ремни с резиновыми прослойками, послойно и спирально завёрнутые ремни. В сырых помещениях и агрессивных средах применяют ремни с резиновыми прокладками.

Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня F_o , тем больше тяговая способность и к.п.д., но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется специальными натяжными устройствами.

 

Цепные передачи

 

Цепные передачи работают с использованием гибкой связи, передача вращательного движения осуществляется зацеплением цепи и звездочек. Передаточное отношение u< 8, при окружных скоростях до 15 м/с (для зубчатой цепи 30 м/с). Наибольшее распространение получили цепные передачи мощностью до 100 КВт.

 

Виды цепей:

1. Втулочные (ГОСТ 13568-75) V до 1 м/с

2. Роликовые (ГОСТ 13568-75) V до 15 м/с

3. Зубчатые (ГОСТ 13552-68) V до 25 м/с

 

Достоинства цепных передач:

1. Передача мощности на значительные расстояния.

2. Постоянство передаточного отношения (u = const).

3. Сравнительно небольшие нагрузки на валы и оси.

4. Межосевое расстояние a_W = (6… 8) м.

5. Мощность P = до 100 кВт (есть на 4000 кВт).

6. Меньшие затраты на трение и поэтому высокий КПД передач h = 0, 97… 0, 98.

7. Компактность.

6. Ремонтопригодность (замена одного элемента цепи).

 

Недостатки:

1. Высокая стоимость цепей.

2. Вибрация передачи.

3. Непригодность для реверса.

 

Геометрические, кинематические и силовые соотношения:

1. Передаточное отношение u = w₁/w₂ =Z₂/Z₁

2. Межосевое расстояние a_W = (30…50)P

3. Сила натяжения F₀ = K_fqa (K_f - коэффициент провисания, F₀ - предварительное натяжение).

Расчет цепных передач.

Исходные данные:

T₁ - крутящий момент, нм;

n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

u – передаточное отношение.

Решение:

1. Принимается число зубьев ведущей звездочки Z₁, тогда Z₂ = Z₁·u.

2. Допускаемое давление в шарнире цепи [P]_ц по таблица (2).

3. Коэффициент эксплуатации K = K_дим ·К_а · К_Q · K_p · K_рег.

4. Шаг цепи Р = 2d((TK)/(Z₂[P]_цg))^1/2.

5. Скорость цепи V = (РZ₁n₁)/(1000*60).

6. Окружная сила F_t = 2T₁/d₁.

7. Расчетное давление в шарнирах цепи P = F_tK/d₀B.

 

ВАЛЫ И ОСИ

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

Формы валов и осей весьма многообразны от простейших цилиндров до сложных коленчатых конструкций (рисунок 5.1).

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

Причины поломок валов и осей прослеживаются на различных этапах:

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

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

3. На стадии эксплуатации – неверная регулировка подшипниковых узлов.

Для работоспособности вала или оси необходимо обеспечить:

+ объёмную прочность (способность сопротивляться M_изг и М_крут );

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

+ жёсткость на изгиб;

+ крутильную жёсткость (особенно для длинных валов).

Все валы в обязательном порядке рассчитывают на объёмную прочность.

 

 

Рисунок 5.1

 

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

Предварительный расчёт валов

 

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

t_кр = Т_кр / W_p £ [ t ] _кр,

где W_p - полярный момент сопротивления сечения.

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

Условие прочности по напряжениям кручения удобно решать относительно диаметра вала

.

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

 

Уточнённый расчёт валов

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

 

 

Рисунок 5.2 – Расчетная схема вала

 

Чертится расчётная схема вала (рисунок 5.2). По известным силам в зубчатых передачах и расстояниям до опор строятся эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и фронтальной плоскостях. Затем вычисляется суммарный изгибающий момент

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

где α = 0, 75 или 1 в зависимости от принятой энергетической теории прочности.

Вычисляется эквивалентное напряжение от совместного действия изгиба и кручения

s_экв = М_экв / W_p.

Уравнение также решается относительно минимального диаметра вала

Или то же самое для сравнения с допускаемыми нормальными напряжениями:

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

 

Подшипники скольжения

Основным элементом таких подшипников является вкладыш из антифрикционного материала или, по крайней мере, c антифрикционным покрытием. Вкладыш устанавливают (вкладывают) между валом и корпусом подшипника (рисунок 6.2).

Рисунок 6.2

 

Трение скольжения безусловно больше трения качения, тем не менее, достоинства подшипников скольжения заключаются в многообразных областях использования:

+ в разъёмных конструкциях (рисунок 6.2);

+ при больших скоростях вращения (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях при n > 10 000 об/мин );

12345Следующая ⇒

Поделиться: