Содержание
- 3. Детали машин Лекция №1
- 4. Введение Цель курса - приобретение студентом навыков проектирования, освоение методов расчета и изучение конструкций основных деталей
- 5. Общие сведения о проектировании машин Проектирование - процесс разработки комплексной технической документации, содержащей технико-экономические обоснования, расчеты,
- 6. Здесь также требуется дать следующие базовые понятия: КОМПОНОВКА — расположение основных деталей, узлов, сборочных единиц будущего
- 7. В процессе проектирования деталей машин используют два вида расчетов: проектный расчет, при котором обычно определяются основные
- 8. Требования к машинам и критерии их качества Поскольку человеку свойственно хотеть всего и сразу, то требования
- 9. Основные критерии работоспособности, надежности и расчета деталей машин Лекция 1
- 10. Работоспособность это такое состояние машины, при котором она может выполнять заданные функции в пределах технических требований
- 11. где: σпред и τпред – соответственно предельное нормальное и касательное напряжения; [n] – допускаемый коэффициент запаса
- 12. Устойчивость - свойство системы самопроизвольно восстанавливать первоначальное положение после снятия нагрузки. Износостойкость – способность изделия противостоять
- 13. Виброустойчивость - способность конструкции работать в нужном диапазоне режимов без недопустимых колебаний. Теплостойкость – это способность
- 14. Вероятность безотказной работы (или коэффициент надежности) выражается произведением коэффициентов надежности составляющих элементов: Р(t) = P1(t)P2(t)…Pn(t) Из
- 15. Технологичность - соответствие изделия требованиям производства и эксплуатации. Технологичными называют детали и узлы, требующие минимальных затрат
- 16. Экономичность. При оценке экономичности учитывают затраты на проектирование, изготовление, эксплуатацию и ремонт. Экономичность деталей и узлов
- 17. КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН Не существует абсолютной, полной и завершённой классификации всех существующих деталей машин, т.к. конструкции
- 18. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ (ЗП) Вопросы, изложенные в лекции: 1. Общие
- 19. Общие сведения о передачах Определение: Передача − устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства
- 20. Классификация механических передач вращательного движения: 1. По способу передачи движения от входного вала к выходному: 1.1.
- 21. 4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с
- 22. Главные характеристики передач : мощности на входном и выходном валах - Pвх, Pвых; и их скорости
- 23. Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице: (2.4) Для многоступенчатой передачи, включающей k последовательно
- 24. Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала), лежащей на диаметре D этого
- 25. В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения. В таких расчетах
- 26. Общие сведения. Определение: Зубчатая передача - трехзвенный механизм, включающий два подвижных звена, взаимодействующих между собой через
- 27. Достоинства зубчатых передач: 1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей. 2. Большой ресурс.
- 28. Классификация зубчатых передач: 1. По величине передаточного числа: 1.1. с передаточным числом u ≥ 1 –
- 29. 3.2. косозубые - продольная ось зуба направлена под углом к образующей поверхности колеса (рис. 4.1, б,
- 30. 5. По форме рабочего профиля зуба: 5.1. эвольвентные - рабочий профиль зуба очерчен по эвольвенте круга
- 31. 5. 7. По жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление: 7.1. с колесами неизменяемой формы (с
- 32. Конструктивные (геометрические) параметры цилиндрических ЗП: Межосевое расстояние aw – расстояние между геометрическими осями валов, на которых
- 33. Числа зубьев зубчатых колес z1 и z2. Суммарное число зубьев колес, участвующих в передаче . (4.2)
- 34. Модуль зацепления m, − часть делительного диаметра, приходящаяся на один зуб колеса, следовательно для любого нормального
- 35. Кинематические параметры зубчатых передач − это угловые скорости ω1 и ω2, частоты вращения n1, n2 ведущего
- 36. Передачи с эвольвентным зацеплением. Наиболее полно перечисленным требованиям удовлетворяет эвольвентное зацепление, предложенное Леонардом Эйлером (1760 или
- 39. Модуль (m) – часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на 1 зуб колеса (см. Формулу 4.3). Высота
- 40. Основные параметры эвольвентных конических зубчатых передач Конические зубчатые эвольвентные передачи предназначены для передачи вращательного движения между
- 41. Дополнительные конусы – конусы, образующая которых перпендикулярна образующей начального конуса. У зубчатого колеса 2 дополнительных конуса
- 42. Передачи с зацеплениями других типов. Циклоидальное зацепление – это зацепление, при котором боковые рабочие поверхности зубьев
- 43. Недостатки циклоидального зацепления: 1) Сложность инструментального профиля (две циклоиды по сравнению с прямой у эвольвентного зацепления).
- 44. В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку, что позволяет зубья первого колеса
- 45. Передача с круговым профилем зуба предложена инженер-полковником академии им. Н.Е. Жуковского М.Л. Новиковым в 1954 году,
- 46. При выполнении зуба ведущего колеса с вогнутым профилем (вращение левого колеса на рис. 4.5 против часовой
- 47. Вследствие более высокой контактной прочности несущая способность круговинтовой передачи может до двух раз превышать несущую способность
- 48. Лекция окончена. Спасибо за внимание!
- 49. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 5. Цилиндрические и конические зубчатые передачи (ЦКЗП). Вопросы, изложенные в
- 50. Конструктивные особенности и параметры ЦКЗП. В зубчатых колесах можно выявить 4 основных элемента: зубчатый венец, включающий
- 51. Рис. 5.3. Конструктивные параметры точеных и кованых колес. Конструктивные параметры зубчатых колес представлены на рис. 5.3.
- 52. Рис. 5.4. Скольжение зубьев в процессе работы передачи При работе эвольвентной зубчатой передачи рабочие поверхности зубьев
- 53. Поскольку протяженность профилей ножки и головки примерно одинаковы, ножка зуба работает в наиболее неблагоприятных условиях (дольше
- 54. В косозубой передаче за счет наклона продольной оси зуба к образующей делительного цилиндра кроме тангенциальной и
- 55. Рис. 5.7. Силы в прямозубой конической передаче. В конической зубчатой передаче как и в цилиндрической косозубой
- 56. Расчет ЦКЗП. Основными критериями работоспособности закрытых зубчатых передач, обеспеченных достаточным количеством смазки является контактная прочность взаимодействующих
- 57. KH – коэффициент нагрузки, учитывающий условия работы зубьев и качество их рабочих поверхностей и состоящий из
- 58. Максимально возможное значение модуля зацепления определяют из условия неподрезания зубьев шестерни у основания . (5.13) В
- 59. (5.16) При наличии перечисленных параметров остальные параметры передачи вычисляются по приведенным ранее формулам. При проектном расчете
- 60. где - коэффициент ширины зубчатого венца. Число зубьев колеса вычисляют по эмпирической формуле ; (5.19) где
- 61. После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности зуба при изгибе ; (5.21)
- 62. Лекция окончена. Спасибо за внимание!
- 63. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 6. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП) Вопросы, изложенные в лекции: 1. Определение,
- 64. Определение и классификация ЧП. Червячная передача – это передача, два подвижных звена которой, червяк и червячное
- 65. Достоинства червячных передач: 1) компактность и относительно небольшая масса конструкции; 2) возможность получения больших передаточных чисел
- 66. 2.2. с двух-, трёх-, четырёх-, многозаходным червяком, имеющим соответственно 2, 3, 4 или более одинаковых гребней
- 67. Рис. 6.2. Установка резца при нарезании архимедовых (1), конволютных (2) и эвольвентных (3) червяков. Эвольвентный червяк
- 68. Геометрия, кинематика и динамика ЧП. Геометрию, кинематику и динамику червячной передачи рассмотрим на примере передачи с
- 69. Рис. 6.4. Параметры венца червячного колеса Свои особенности имеет и геометрия венца червячного колеса. В виду
- 70. Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней, принадлежащих общей винтовой линии нарезки червяка, называют ходом
- 71. Для доведения межосевого расстояния передачи до стандартного значения используется смещение инструмента при изготовлении зубчатого венца червячного
- 72. Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина тангенса угла подъёма γ винтовой
- 73. Ширину зубчатого венца червячного колеса b2 выбирают по стандартному ряду размеров. При этом размер b2 должен
- 74. В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости витков червяка v1 и зубьев червячного колеса
- 75. Коэффициент полезного действия ηз червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой кинематической пары: при ведущем червяке
- 76. В червячной передаче сила Fn, действующая со стороны червяка, воспринимается, как правило, не одним, а несколькими
- 77. Материалы и изготовление ЧП. Витки червяка и зубчатый венец червячного колеса должны иметь достаточную прочность и
- 78. Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы. Чугунный венец применяется в низкоскоростных
- 79. В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике червячных передач, названы основные материалы,
- 80. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 7. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП) (ПРОДОЛЖЕНИЕ). Вопросы, изложенные в лекции: 1.
- 81. Критерии работоспособности и допускаемые напряжения ЧП. В червячном зацеплении наиболее слабый элемент это зуб червячного колеса.
- 82. С целью выбора материала для изготовления зубчатого венца червячного колеса предварительно ожидаемую скорость скольжения vs определяют
- 83. После этого определяют циклическую долговечность передачи , (7.2) где n2 – частота вращения червячного колеса, мин-1,
- 84. . (7.5) Допускаемые контактные напряжения для безоловянистых бронз (группа II) вычисляют из условия сопротивления заеданию: .
- 85. Прочностной и тепловой расчет ЧП. Прочностной расчет червячной передачи включает два основных этапа: 1) проектный расчет,
- 86. В зависимости от необходимого передаточного числа uн назначают число витков (число заходов) червяка z1 : при
- 87. Таблица 7.3 Сочетание модулей m и коэффициентов диаметра червяка q (ГОСТ 2144-93)
- 88. При проектном расчете межосевого расстояния передачи предварительно задают значение коэффициента расчетной нагрузки KH. При постоянном режиме
- 89. где Т2 − в Нм; [σ]H − в МПа. Полученное значение межосевого расстояния aw следует округлить
- 90. В передаче, изготовленной со смещением инструмента, делительный и начальный диаметры червяка не совпадают . (7.15) По
- 91. Фактическая скорость скольжения вычисляется по формуле . (7.27) По полученной скорости скольжения vS и выбранной степени
- 92. , (7.29) Проверку передачи на выносливость выполняют по формуле . (7.30) Если условие (7.30) не удовлетворяется,
- 93. 7.9. Значения коэффициентов формулы (7.31)
- 94. После этого имеется возможность уточнить КПД передачи. Принимая КПД одной подшипниковой пары равным 0,98, для передачи
- 95. Допускаемые напряжения изгиба для материала венца червячного колеса составляют: для всех бронз -при нереверсивной (односторонней) нагрузке
- 96. Используя которое, коэффициент формы зуба YF2 можно вычислить по эмпирической зависимости (7.40) Проверку прочности зубьев червячного
- 97. Тепловой расчет червячной передаче базируется на соотношении (7.42) где Qвыд – тепловая мощность, выделяемая при работе
- 98. Лекция окончена. Успехов в учебе!
- 99. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 2. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 1. Ременные передачи.
- 100. Определение: Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого
- 101. Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие
- 102. Классификация ременных передач (2 слайда): 1. По форме поперечного сечения ремня: 1.1 плоскоременные (поперечное сечение ремня
- 103. 3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: 3.1 с одношкивными валами; 3.2 с двушкивным
- 104. При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры dр1 и dр2. Угол
- 105. а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах допустимым является приближение γ ≈
- 106. . (2.17) С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают для плоского ремня − , а
- 107. Силовые соотношения в ременной передаче. В ременной передаче силы нормального давления между поверхностями трения можно создать
- 108. Для ремня, охватывающего шкив, по формуле Эйлера F1=F2⋅ e f⋅α, где e – основание натурального логарифма
- 109. Кинематика ременной передачи. Удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в зависимости от того, на какую
- 110. где индекс «1» соответствует ведущему, а индекс «2» − ведомому шкивам. Передаточное число ременной передачи, представленное
- 111. Напряжения в ремне. В ремне возникают напряжения от действия рабочей нагрузки, от изгиба вокруг шкива, от
- 112. Особенности конструкции, работы и расчета клиноременных и поликлиноременных передач. Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение, а
- 113. Размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального
- 114. Лекция окончена. Спасибо за внимание!
- 115. Цепные передачи Лекция №7
- 116. Общие сведения Цепную передачу относят к передачам зацеплением с гибкой связью. Она состоит из ведущей и
- 117. Классификация По типу цепей: с роликовыми; с втулочными; с зубчатыми; с фасоннозвенными. По количеству цепей: однорядные;
- 118. Типы цепей Основной геометрической характеристикой цепи является шаг P – расстояние между осями соседних шарниров. Большинство
- 119. Приводные цепи Приводные цепи по конструкции различают: втулочные; роликовые; зубчатые; фасоннозвенные. Приводные цепи стандартизированы. Втулочная однорядная
- 120. Зубчатая цепь: в каждом звене имеет набор пластин (число их определяется требуемой шириной цепи), имеющих два
- 121. Фасоннозвенные цепи различают двух типов: крючковые и штыревые. Крючковая цепь состоит только из звенев одинаковой формы,
- 122. Критерии работоспособности цепных передач Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам: Износ шарниров, приводящий к
- 123. Материалы и термическая обработка деталей цепей Пластины цепей должны обладать высоким сопротивлением усталости, поэтому их изготовляют
- 124. Звездочки Звездочки цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и имеют профиль зубьев, соответствующий типу цепи.
- 125. Геометрический расчет цепных передач Центры шарниров цепи, находящейся в зацеплении, располагаются на делительной окружности звездочки Делительный
- 126. Кинематический расчет. Средняя скорость цепи t-mm, v-м/с, n- об/мин. Т.к. скорость цепи на обеих звездочках одинакова,
- 128. Скачать презентацию
Детали машин
Лекция №1
Детали машин
Лекция №1
Введение
Цель курса - приобретение студентом навыков проектирования, освоение методов расчета и
Введение
Цель курса - приобретение студентом навыков проектирования, освоение методов расчета и
Машины и механизмы состоят из отдельных деталей и сборочных единиц (узлов).
Детали изготовляют без применения сборочных операций точением, фрезерованием, штамповкой и другими методами так, что они представляют единое целое (винты, фланцы, валы, шкивы, зубчатые колеса, литые корпуса редукторов и др.).
Сборочные единицы (узлы) изготавливают из деталей и с помощью сборочных операций свинчиванием, сваркой, запрессовыванием (муфта, подшипник качения, цепь, сварной корпус редуктора, коробка перемены передач и др.). Менее сложные сборочные единицы могут входить в более сложные (в редукторе, например, имеется несколько подшипников).
Ниже будут изложены основы теории, расчета и правила конструирования наиболее распространенных деталей машин и сборочных единиц, которые используются почти во всех машинах и механизмах. Это детали и сборочные единицы общего назначения (крепежные детали, пружины, валы, шкивы, червяки, зубчатые колеса, муфты, ремни, подшипники и др.), а также широко распространенные соединения: сварные, заклепочные, клиновые, шлицевые и др.
Некоторые детали и сборочные единицы находят применение только в отдельных видах машин: шатуны, поршни, цилиндры — в двигателях внутреннего сгорания; канаты, блоки, крюки — в грузоподъемных машинах. Такие изделия относят к деталям и сборочным единицам специального назначения, они рассматриваются в специальных курсах.
Лекция 1
Общие сведения о проектировании машин
Проектирование - процесс разработки комплексной технической документации,
Общие сведения о проектировании машин
Проектирование - процесс разработки комплексной технической документации,
Здесь также требуется дать следующие базовые понятия:
КОМПОНОВКА — расположение
Здесь также требуется дать следующие базовые понятия:
КОМПОНОВКА — расположение
В процессе проектирования деталей машин используют два вида расчетов: проектный расчет,
В процессе проектирования деталей машин используют два вида расчетов: проектный расчет,
проверочный расчет, для известной конструкции определяется значение напряжений в опасных сечениях, тепловой режим, долговечность и другие параметры.
Лекция 1
Требования к машинам и критерии их качества
Поскольку человеку свойственно хотеть
Требования к машинам и критерии их качества
Поскольку человеку свойственно хотеть
Лекция 1
Основные критерии работоспособности, надежности и расчета деталей машин
Лекция 1
Основные критерии работоспособности, надежности и расчета деталей машин
Лекция 1
Работоспособность это такое состояние машины, при котором она может выполнять заданные
Работоспособность это такое состояние машины, при котором она может выполнять заданные
критерии работоспособности машин :
прочность;
теплостойкость.
жесткость;
устойчивость;
износостойкость;
виброустойчивость;
Прочность это способность детали сопротивляться разрушению.
Прочность оценивается по допускаемым напряжениям и по коэффициентам запаса прочности.
Условие прочности рассчитываемой детали выражается неравенством
σ ≤ [σ] или τ ≤ [τ],
где:σ и [σ] – соответственно рабочее и допускаемое нормальные напряжения;
τ и [τ] – рабочее и допускаемое касательные напряжения.
Второй способ оценки прочности это расчет по коэффициентам запаса прочности.
Максимальные напряжения σmax и τmax при статических нагрузках определяют по формулам:
σmax = σпред/[n], τmax = τпред/[n],
где: σпред и τпред – соответственно предельное нормальное и касательное напряжения;
где: σпред и τпред – соответственно предельное нормальное и касательное напряжения;
Иногда сравниваются действительный коэффициент запаса прочности n, который имеет рассчитываемая деталь, с допускаемым коэффициентом запаса прочности [n]. В этом случае условие прочности рассчитываемой детали машины выражается неравенством n ≥ [n]
Расчет по коэффициентам запаса прочности проводится чаще как проверочный.
Жесткость -. способность деталей машин сопротивляться изменению их формы под действием прикладываемых нагрузок.
Нормы жесткости деталей устанавливают на основе практики эксплуатации.
Оценивается жесткость по допускаемым перемещениям и углам поворота
δ ≤ [δ];
ϕ≤[ϕ],
где [δ] и [ϕ] допускаемые значения перемещения и угла поворота сечения детали.
Лекция 1
Устойчивость - свойство системы самопроизвольно восстанавливать первоначальное положение после снятия нагрузки.
Устойчивость - свойство системы самопроизвольно восстанавливать первоначальное положение после снятия нагрузки.
Износостойкость – способность изделия противостоять процессу износа.
Износ – процесс постепенного уменьшения размеров деталей в результате трения.
Стадии износа
механическое
(усталостное, абразивное)
молекулярно-механйческое
коррозионно-механическое
Виды изнашивания:
приработка
установившееся изнашивание
катастрофический износ.
По характеру промежуточной среды различают
при упругом контакте
при пластическом контакте
при микрорезании.
По характеру деформиро-вания поверхностного слоя
сухое трение
граничное трение
жидкостное трение
Лекция 1
Виброустойчивость - способность конструкции работать в нужном диапазоне режимов без недопустимых
Виброустойчивость - способность конструкции работать в нужном диапазоне режимов без недопустимых
Теплостойкость – это способность машины работать в условиях длительного воздействия высоких или низких температур.
Работа деталей машин в условиях экстремальных температур вызывает следующие вредные последствия:
понижение прочности материала и появление ползучести при нагревании и увеличение хрупкости при охлаждении;
понижение защищающей способности масляных пленок (уменьшение или увеличение вязкости масла);
изменение зазоров в сопряженных деталях (заклинивание, задиры и т.д.);
понижение точности работы машины.
Надежность – свойство изделия выполнять заданные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели в заданных пределах в течение требуемого промежутка времени.
Надежность
безотказность
ремонтопригодность
сохраняемость
долговечность
Безотказность - свойство объекта непрерывно сохранять работоспособность в течение некоторого времени или некоторой наработки. Наработка - продолжительность или объем работы объекта
Ремонтопригодность - свойство объекта, заключающееся в приспособленности к предупреждению и обнаружению причин возникновения его отказов, повреждений и устранению их последствий путем проведения ремонтов и технического обслуживания.
Вероятность безотказной работы (или коэффициент надежности) выражается произведением коэффициентов надежности составляющих
Вероятность безотказной работы (или коэффициент надежности) выражается произведением коэффициентов надежности составляющих
Р(t) = P1(t)P2(t)…Pn(t)
Из формулы видно,что:
надежность сложной системы всегда меньше надежности самого ненадежного элемента, поэтому важно не допускать в систему ни одного слабого элемента;
чем больше элементов имеет система, тем меньше ее надежность.
Основные пути повышения надежности:
проектирование по возможности простых изделий с меньшим числом деталей;
рационально использовать высокопрочные материалы и упрочняющую технологию;
хорошая система смазки;
применение предохранительных устройств;
использование стандартных узлов и деталей;
параллельное соединение элементов и так называемое резервирование;
ремонтнопригодность (доступность к узлам и деталям для осмотра и замены. Сменные детали должны быть взаимозаменяемыми с запасными частями).
Сохраняемость - свойство объекта непрерывно сохранять исправное и работоспособное состояние в течение и после срока хранения и (или) транспортирования.
Долговечность - свойство объекта сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонтов.
Лекция 1
Технологичность - соответствие изделия требованиям производства и эксплуатации. Технологичными называют детали
Технологичность - соответствие изделия требованиям производства и эксплуатации. Технологичными называют детали
Технологичность деталей обеспечивается:
очерчиванием их простейшими поверхностями (цилиндрическими, коническими и др.), удобными для обработки механическими и физическими методами;
применением материалов, пригодных для безотходной обработки (давлением, литьем, прессованием, сваркой, лазерной и т. п.) и ресурсосберегающей технологии;
системой допусков и посадок и другими средствами и методами.
Показателями технологичности
трудоемкость изготовления (измеряемое в нормо-часах количество труда, необходимое для изготовления изделия без учета покупных деталей);
технологическая себестоимость (сумма затрат на осуществление технологических процессов изготовления без учета покупных деталей;
коэффициент стандартизации деталей.
Лекция 1
Экономичность. При оценке экономичности учитывают затраты на проектирование, изготовление, эксплуатацию и
Экономичность. При оценке экономичности учитывают затраты на проектирование, изготовление, эксплуатацию и
Эстетичность. Совершенство и красота внешних форм деталей, узлов и машины в целом существенно влияют на отношение к ней со стороны обслуживающего персонала.
Красивый внешний вид деталям, узлам и машине придают форма и внешняя отделка конструкции (декоративная полировка, окраска, нанесение гальванических покрытий и окисных пленок и т. д.).
Лекция 1
КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Не существует абсолютной, полной и завершённой классификации всех
КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Не существует абсолютной, полной и завершённой классификации всех
Лекция 1
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ (ЗП)
Вопросы, изложенные
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ (ЗП)
Вопросы, изложенные
1. Общие сведения.
2. Передачи с эвольвентным зацеплением.
3. Передачи с зацеплениями других типов.
Лекция 2
Общие сведения о передачах
Определение:
Передача − устройство, предназначенное для передачи энергии из
Общие сведения о передачах
Определение:
Передача − устройство, предназначенное для передачи энергии из
В зависимости от вида передаваемой энергии передачи: механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п.
Механическая передача − устройство (механизм, агрегат), предназначенное для передачи энергии механического движения, как правило, с преобразованием его кинематических и силовых параметров, а иногда и самого вида движения.
Наибольшее распространение в технике получили механические передачи вращательного движения, которым в курсе деталей машин уделено основное внимание (далее под термином передача подразумевается, если это не оговорено особо, именно механическая передача вращательного движения).
Классификация механических передач вращательного движения:
1. По способу передачи движения от входного
Классификация механических передач вращательного движения:
1. По способу передачи движения от входного
1.1. Передачи зацеплением:
1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения − зубчатые, червячные, винтовые;
1.1.2. с гибкой связью − цепные, зубчато-ременные.
1.2. Фрикционные передачи:
1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные;
1.2.2. с гибкой связью - ременные.
2. По взаимному расположению валов в пространстве:
2.1. с параллельными осями валов − зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные;
2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые;
2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика.
3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплицирующие (повышающие).
4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным)
4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным)
5. По подвижности осей и валов: с неподвижными осями валов − рядовые передачи (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами).
6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые.
7. По конструктивному оформлению: закрытые и открытые (бескорпусные).
Главные характеристики передач :
мощности на входном и выходном валах - Pвх,
Главные характеристики передач :
мощности на входном и выходном валах - Pвх,
и их скорости вращения ωвх, ωвых или частоты вращения - nвх и nвых.
Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью ω (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом:
и (2.1)
Отношение мощности на выходном валу передачи Pвых (полезной мощности) к мощности Pвх, подведенной к входному валу (затраченной), называют коэффициентом полезного действия (КПД):
(2.2)
Отношение потерянной в механизме (машине) мощности (Pвх - Pвых) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь:
(2.3)
Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице:
(2.4)
Для многоступенчатой передачи,
Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице:
(2.4)
Для многоступенчатой передачи,
. (2.5)
Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач.
Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам.
усилие, действующее по линии движения на поступательно движущейся детали F=P/v, где P − мощность, подведенная к этой детали, а v − ее скорость;
момент, действующий на каком-либо из валов передачи T=P/ω, где P − мощность, подведенная к этому валу, а ω − скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения:
. (2.6)
Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала),
Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала),
. (2.7)
При этом тангенциальную (окружную или касательную) силу можно вычислить по следующей формуле:
. (2.8)
Передаточное отношение - это отношение скорости входного звена к скорости выходного звена, что для вращательного движения выразится следующим образом:
, (2.9)
где верхний знак (плюс) соответствует одинаковому направлению вращения входного и выходного звеньев (валов), а нижний - встречному.
В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет
В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет
(2.10)
В многоступенчатой передаче с последовательным расположением k ступеней (что чаще всего наблюдается в технике) передаточное число и передаточное отношение определяются следующими выражениями:
(2.11)
Среди множества разнообразных передач вращательного движения достаточно простыми конструктивно (по устройству) являются передачи с гибкой связью, принцип работы которых строится на использовании сил трения или зубчатого зацепления − это ременные передачи.
Общие сведения.
Определение:
Зубчатая передача - трехзвенный механизм, включающий два подвижных звена,
Общие сведения.
Определение:
Зубчатая передача - трехзвенный механизм, включающий два подвижных звена,
Рис. 4.1. Виды зубчатых передач.
Меньшее зубчатое колесо − шестерня, большее – зубчатое колесо, звено, движущееся прямолинейно (если оно имеется), называют зубчатой рейкой (рис. 4.1,к).
Назначение зубчатой передачи - передача движения (обычно вращательного) с преобразованием параметров, а иногда и его вида (реечная передача). Зубчатые передачи вращательного движения наиболее распространены в технике (рис. 4.1,а…и).
Достоинства зубчатых передач:
1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок
Достоинства зубчатых передач:
1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок
2. Большой ресурс.
3. Малые габариты.
4 Высокий КПД.
5. Относительно малые нагрузки на валы и подшипники.
6. Постоянство передаточного числа.
7. Простота обслуживания.
Недостатки зубчатых передач:
1.Сложность изготовления и ремонта (необходимо высокоточное специализированное оборудование).
2. Относительно высокий уровень шума, особенно на больших скоростях.
3. Нерациональное использование зубьев – в работе передачи одновременно участвуют обычно не более двух зубьев каждого из зацепляющихся колёс.
Классификация зубчатых передач:
1. По величине передаточного числа:
1.1. с передаточным числом u
Классификация зубчатых передач:
1. По величине передаточного числа:
1.1. с передаточным числом u
1.2. с передаточным числом u < 1 – мультиплицирующие (мультипликаторы).
2. По взаимному расположению валов:
2.1. с параллельными валами − цилиндрические (рис. 4.1, а…г);
2.2. с пересекающимися осями валов - конические (конические передачи с углом 90° между осями валов называют ортогональными; рис. 4.1, д…ж);
2.3. с перекрещивающимися осями валов - червячные, винтовые (рис. 4.1, и), гипоидные (рис. 4.1, з);
2.4. с преобразованием движения – реечные (рис. 4.1, к).
3. По расположению зубьев относительно образующей поверхности колеса:
3.1. прямозубые - продольная ось зуба параллельна образующей поверхности колеса (рис. 4.1, а, г, д, к);
3.2. косозубые - продольная ось зуба направлена под углом к образующей
3.2. косозубые - продольная ось зуба направлена под углом к образующей
3.3. шевронные - зуб выполнен в форме двух косозубых колес со встречным наклоном осей зубьев (рис. 4.1, в);
3.4. с круговым зубом - ось зуба выполнена по окружности относительно образующей поверхности колеса (рис. 4.1, ж, з).
4. По форме зацепляющихся звеньев:
4.1. с внешним зацеплением - зубья направлены своими вершинами от оси вращения колеса (рис. 4.1, а…в);
4.2. с внутренним зацеплением - зубья одного из зацепляющихся колес направлены своими вершинами к оси вращения колеса (рис. 4.1, г);
4.3. реечное зацепление - одно из колес заменено прямолинейной зубчатой рейкой (рис. 4.1, к);
4.4. с некруглыми колесами.
5. По форме рабочего профиля зуба:
5.1. эвольвентные - рабочий профиль зуба
5. По форме рабочего профиля зуба:
5.1. эвольвентные - рабочий профиль зуба
5.2. циклоидальные - рабочий профиль зуба очерчен по круговой циклоиде (линия описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности);
5.3. цевочное (разновидность циклоидального) – зубья одного из зацепляющихся колес заменены цилиндрическими пальцами – цевками;
5.4. с круговым профилем зуба (зацепление Новикова) – рабочие профили зубьев образованы дугами окружности практически одинаковых радиусов.
6. По относительной подвижности геометрических осей зубчатых колес:
6.1. с неподвижными осями колес - рядовые передачи (рис. 4.1);
6.2. с подвижными осями некоторых колес - планетарные передачи.
5. 7. По жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление:
7.1. с
5. 7. По жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление:
7.1. с
7.2. включающая колеса с венцом изменяющейся формы (гибким).
8. По окружной (тангенциальной) скорости зубьев:
8.1. тихоходные (Vз < 3 м/с);
8.2. среднескоростные (3< Vз < 15 м/с);
8.3. быстроходные (Vз > 15 м/с).
9. По конструктивному исполнению:
9.1. открытые (бескорпусные);
9.2. закрытые (корпусные).
Конструктивные (геометрические) параметры цилиндрических ЗП:
Межосевое расстояние aw – расстояние между
Конструктивные (геометрические) параметры цилиндрических ЗП:
Межосевое расстояние aw – расстояние между
Диаметры начальных цилиндров (окружностей) dw1 и dw2 зацепляющихся зубчатых колес – диаметры мнимых цилиндров, которые в процессе работы передачи обкатываются один по другому без проскальзывания. При изменении межосевого расстояния передачи меняются и диаметры начальных цилиндров (окружностей). У отдельно взятого колеса диаметра начального цилиндра (окружности) не существует.
Эти параметры передачи связаны между собой простым соотношением
, (4.1)
где знак «+» относится к внешнему зацеплению (рис. 4.1, а…в, и), а знак «−» − к внутреннему (рис. 4.1, г).
Числа зубьев зубчатых колес z1 и z2. Суммарное число зубьев колес,
Числа зубьев зубчатых колес z1 и z2. Суммарное число зубьев колес,
. (4.2)
Делительные диаметры d1 и d2 зубчатых колес, участвующих в зацеплении – диаметры цилиндров (окружностей) по которым без скольжения обкатывается инструмент при нарезании зубьев колеса методом обкатки. У большинства зубчатых передач (при отсутствии ошибок в изготовлении) делительные диаметры и диаметры начальных цилиндров совпадают, то
есть dw1 = d1 и dw2 = d2. Так как делительные диаметры связаны с процессом изготовления зубчатого колеса, каждое из которых изготавливается отдельно, то делительный диаметр имеется у каждого отдельно взятого колеса.
Модуль зацепления m, − часть делительного диаметра, приходящаяся на один зуб
Модуль зацепления m, − часть делительного диаметра, приходящаяся на один зуб
. (4.3)
Модуль − основная размерная характеристика зубьев колеса. Модуль стандартизован, то есть при проектировании передачи выбирается из ряда стандартных значений.
Окружной делительный шаг зубьев p − расстояние между одноименными боковыми поверхностями двух соседних зубьев, измеренное по дуге делительной окружности. Так как длина делительной окружности равна π⋅d, то, учитывая (4.3), для любого зубчатого колеса имеем
. (4.4)
Из сказанного следует, в зацеплении могут находиться только зубчатые колеса с одинаковым модулем.
Кинематические параметры зубчатых передач − это угловые скорости ω1 и ω2,
Кинематические параметры зубчатых передач − это угловые скорости ω1 и ω2,
(4.5)
Учитывая вышеизложенное, нетрудно установить, что
(4.6)
Для нормальной работы зубчатой передачи (обеспечение плавности работы, отсутствие излишних вибраций и инерционных сил, относительно высокий КПД зубчатого зацепления) форма рабочей поверхности профиля зубьев должна удовлетворять следующим требованиям:
1) в течение времени взаимодействия рабочих поверхностей двух сопряженных зубьев ведущего и ведомого колес передаточное отношение должно сохраняться постоянным (основная теорема зубчатого зацепления);
2) профиль зуба должен обеспечивать выполнение условия 1 при зацеплении данного колеса с любым другим колесом того же модуля;
3) профиль зуба должен обеспечивать возможность изготовления колеса любого диаметра одним инструментом;
4) инструмент для нарезания зубьев должен быть простым и легко доступным для изготовления и контроля.
Передачи с эвольвентным зацеплением.
Наиболее полно перечисленным требованиям удовлетворяет эвольвентное зацепление,
Передачи с эвольвентным зацеплением.
Наиболее полно перечисленным требованиям удовлетворяет эвольвентное зацепление,
Основные параметры эвольвентных цилиндрических зубчатых передач стандартизованы.
Рис. 4.2. Схема эвольвентного зацепления.
Межосевое расстояние (аw) - расстояние между осями зубчатых колес О1 и О2.
Линия зацепления (NN) - геометрическое место точек контакта между сопряженными профилями зубьев. Она одновременно является нормалью к профилю боковой (рабочей) поверхности зуба, и потому усилие давления между зубьями всегда направлено по линии зацепления.
Угол зацепления (αw) - угол между линией зацепления и перпендикуляром к межосевой линии. (стандартный угол зацепления αw = 20°; уменьшенный − αw = 15°; увеличенный - αw = 22,5°).
Модуль (m) – часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на 1 зуб
Модуль (m) – часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на 1 зуб
Высота головки зуба (hа) – расстояние между делительной окружностью и окружностью выступов, измеренное по радиусу (обычно hа = m).
Высота ножки зуба (hf) – расстояние между делительной окружностью и окружностью впадин, измеренное по радиусу (обычно hf = 1,25⋅m для цилиндрических колес и hf = 1,20⋅m для конических колес).
Высота зуба (h) – расстояние между окружностью впадин и окружностью выступов, измеренное по радиусу, для цилиндрических колес h = 2,25⋅m, а для конических h = 2,20⋅m).
Ширина зубчатого венца (b) – расстояние между торцовыми поверхностями зубчатого венца колеса.
Угол наклона зубьев (β) – угол между продольной осью зуба и образующей поверхности зубчатого венца колеса.
Длина активной линии зацепления (gα) - часть линии зацепления, отсекаемая окружностями выступов сопрягаемых колес (на рис. 4.2 не показана).
Коэффициент торцового перекрытия (εα = gα /рь) - отношение длины активной линии зацепления к основному шагу колеса. Коэффициент торцового перекрытия показывает сколько зубьев в среднем за поворот колеса на 1 шаг находятся в зацеплении.
Основные параметры эвольвентных конических зубчатых передач
Конические зубчатые эвольвентные передачи предназначены
Основные параметры эвольвентных конических зубчатых передач
Конические зубчатые эвольвентные передачи предназначены
Рис. 4.3. Схема зацепления ортогональной конической передачи: 1, 2, 3 – образующие внутреннего, среднего и внешнего дополнительных конусов
Переменные размеры сечения зубьев колес в конической передаче по длине обусловливают большую трудность изготовления (отсюда ниже точность) и меньшую несущую способность передачи (в среднем на 15%). Конусная образующая поверхность зубчатого венца вызывает появление осевых сил на валах передачи, что является причиной усложнения конструкции опор и всей передачи в целом.
Конус, аналогичный начальному цилиндру цилиндрического колеса, называют начальным конусом.
Угол между осью начального конуса и его образующей называют углом начального конуса (δ1 – угол начального конуса ведущего колеса; δ2 – угол начального конуса ведомого колеса).
Дополнительные конусы – конусы, образующая которых перпендикулярна образующей начального конуса. У
Дополнительные конусы – конусы, образующая которых перпендикулярна образующей начального конуса. У
Ширина зубчатого венца конического колеса (b) – часть образующей делительного конуса колеса между дополнительными конусами.
Сечение зубьев поверхностью дополнительного конуса называют торцевым сечением. Различают внешнее, среднее и внутреннее торцевые сечения. Для передач с прямыми и косыми зубьями стандартизуются и в конструкторской документации указываются относящиеся к внешнему торцевому сечению параметры, но в расчетах используются параметры, относящиеся к среднему (медиальному) торцевому сечению.
Для передач с круговым зубом расчетные и конструктивные ( в том числе стандартизованные) параметры относятся к среднему (медиальному) торцевому сечению.
Расстояние от вершины делительного конуса до пересечения его образующей с образующей внешнего дополнительного конуса называют внешним конусным расстоянием (Rе), а расстояние от вершины делительного конуса до пересечения его образующей с образующей среднего (медиального) дополнительного конуса называют медиальным конусным расстоянием (R). Для сопряженных (находящихся в зацеплении) зубчатых колес Rе1= Rе2 и R1= R2.
Передачи с зацеплениями других типов.
Циклоидальное зацепление – это зацепление, при котором
Передачи с зацеплениями других типов.
Циклоидальное зацепление – это зацепление, при котором
Циклоида - кривая, описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности. При обкатывании производящей окружности по главной окружности с внешней стороны получаем эпициклоиду, а при обкатывании с внутренней стороны – гипоциклоиду. При этом производящая окружность обкатывается по делительной окружности зубчатого колеса, совпадающей в зацеплении с начальной окружностью.
В циклоидальном зацеплении рабочий профиль головки зуба очерчен по эпициклоиде, а профиль ножки зуба по гипоциклоиде. Оба профиля образованы обкаткой производящих окружностей по начальным окружностям шестерни и колеса. Обычно принимают диаметр производящей окружности dпр = (0,35…0,4)d. В следствие этого циклоидальное зацепление по сравнению с эвольвентным более чувствительно к неточностям межосевого расстояния.
Достоинства циклоидального зацепления:
1) Пониженные по сравнению с эвольвентным зацеплением контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев.
2) Уменьшенный коэффициент скольжения зубьев при одном и том же коэффициенте перекрытия ε.
3) Повышенная плавность работы передачи вследствие увеличения коэффициента перекрытия зубьев.
Недостатки циклоидального зацепления:
1) Сложность инструментального профиля (две циклоиды по сравнению
Недостатки циклоидального зацепления:
1) Сложность инструментального профиля (две циклоиды по сравнению
2) Высокая чувствительность к ошибкам в исполнении межосевого расстояния.
3) Трудности ремонта передачи – при изготовлении заменяющего колеса необходимо точно знать размеры производящей окружности.
Циклоидальное зацепление находит применение в винтовых насосах и компрессорах, в счетчиках оборотов и некоторых других устройствах.
Частным случаем циклоидального зацепления является цевочное зацепление. В цевочном зацеплении радиус производящей окружности одного из колес выбирается равным радиусу начальной (полоидной) окружности (рис. 4.4).
Рис. 4.4. Схема построения
цевочного зацепления.
В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку,
В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку,
Цевочное зацепление может быть как внешним, так и внутренним.
Цевочное зацепление применяется в зубчатых механизмах больших габаритов: в подъемно-транспортных механизмах, в механизмах поворота орудийных башен, в некоторых типах планетарных редукторов. Во всех этих механизмах цевочным выполняют большее колесо, что позволяет отказаться от крупногабаритных зубофрезерных станков.
Кроме того, в военной технике цевочное зацепление широко применяется в гусеничных движителях МГМ для зацепления ведущего колеса с гусеницей, обеспечивая равномерность движения гусеницы при равномерном вращении ведущего колеса и безударное взаимодействие цевок гусеничной цепи с его впадинами.
Передача с круговым профилем зуба предложена инженер-полковником академии им. Н.Е. Жуковского
Передача с круговым профилем зуба предложена инженер-полковником академии им. Н.Е. Жуковского
Рис. 4.5. Схема контактного взаимодействия и движения контактной площадки в зубчатом
зацеплении: а) эвольвентном; б) круговинтовом (Новикова).
В зацеплении Новикова профиль контактирующих зубьев шестерни и колеса в торцевом сечении очерчен дугами окружности (рис. 4.5, б). Практически принимают
,
где ρ1 – радиус окружности вогнутого профиля зуба, а ρ2 – радиус окружности выпуклого профиля зуба, m – модуль зацепления. В этом случае контакт зубьев происходит в точке и только в момент прохождения профилей через эту точку. Для обеспечения перемещения точки контакта зубьев параллельно оси вращения шестерен зубья делают косыми с углом наклона обычно не более 25°. При этом ширину зацепления выбирают такой, чтобы обеспечивался осевой коэффициент перекрытия зубьев εβ не менее 1,1, поскольку окружное перекрытие зубьев в таком зацеплении невозможно.
При выполнении зуба ведущего колеса с вогнутым профилем (вращение левого колеса
При выполнении зуба ведущего колеса с вогнутым профилем (вращение левого колеса
Рис. 4.6. Исходный контур дозаполюсной круговинтовой передачи Новикова
Зубья сопряженных колес, выполненные как показано на рис. 4.5, требуют для изготовления различного инструмента, что неудобно. Поэтому было предложено зубья обоих взаимодействующих колес выполнять одинаковыми – головку зуба делать с выпуклым профилем, а ножку – с вогнутым (рис. 4.6). Такие зубья имеют две точки контакта, одну на головке зуба, а вторую на его ножке, которые к тому же расположены по разные стороны полюса зацепления. Поэтому такое зацепление принято называть дозаполюсным. В России профиль дозаполюсного зацепления стандартизован (ГОСТ 17744-72). Для этого профиля ha = 0,9; c = 0,15; αn = 27°; ρa = 1,14…1,15; ρf = 1,25…1,3.
Вследствие более высокой контактной прочности несущая способность круговинтовой передачи может до
Вследствие более высокой контактной прочности несущая способность круговинтовой передачи может до
К недостаткам передачи Новикова можно отнести повышенную чувствительность к колебаниям межосевого расстояния и некоторое снижение изломной прочности зубьев вблизи торцов зубчатого венца.
Круговинтовое зацепление используют как в цилиндрических так и в конических зубчатых передачах.
Поскольку эвольвентное зацепление занимает основное место в современной технике, включая военную, его свойства, критерии проектирования и прочностного расчета будут рассмотрены в последующих лекциях. Однако, информация, полученная уже в этой лекции позволяет решать основной вопрос о выборе того или иного зацепления при проектировании передачи. Представленная информация достаточно важна и при назначении условий эксплуатации передач, если известно зацепление, примененное в данной конкретной передаче.
Лекция окончена.
Спасибо за внимание!
Лекция окончена.
Спасибо за внимание!
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 5. Цилиндрические и конические зубчатые передачи
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 5. Цилиндрические и конические зубчатые передачи
Вопросы, изложенные в лекции:
1. Конструктивные особенности и параметры ЦКЗП.
2. Кинематика и динамика ЦКЗП.
3. Расчет ЦКЗП.
Учебная литература:
Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 73-91; 95-97.
Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 125-188.
Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. I часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 67-120.
Конструктивные особенности и параметры ЦКЗП.
В зубчатых колесах можно выявить 4
Конструктивные особенности и параметры ЦКЗП.
В зубчатых колесах можно выявить 4
зубчатый венец, включающий зубья, предназначенные для взаимодействия с сопряженным зубчатым колесом;
обод – часть зубчатого колеса, несущая зубчатый венец (1 на рис. 5.1, г и 5.2, а); наиболее часто обод совмещают с зубчатым венцом, но иногда их выполняют раздельными (например, из разных материалов);
ступица − часть зубчатого колеса, соединяющая его с валом, несущим зубчатое колесо (3 на рис. 5.1, г и 5.2, а); зубчатые колеса малого диаметра по сравнению с валом, несущим это колесо, выполняются, как правило, за одно целое с этим валом и называются вал-шестерня (рис. 5.1, д и 5.2, б);
.
Рис. 5.1. Цилиндрические зубчатые колёса.
Рис. 5.2. Конические
зубчатые колёса.
диск − часть зубчатого колеса, соединяющая обод со ступицей; в литых и сварных зубчатых колесах диск зачастую заменяется отдельными спицами
Рис. 5.3. Конструктивные параметры
точеных и кованых колес.
Конструктивные параметры зубчатых колес
Рис. 5.3. Конструктивные параметры
точеных и кованых колес.
Конструктивные параметры зубчатых колес
, (5.1)
в котором m – модуль зацепления (для конических колес следует использовать внешний модуль me (mte)), b – ширина зубчатого венца.
Толщину диска принимают равной:
для цилиндрических колёс , (5.2)
для конических колёс . (5.3)
Диаметр ступицы - dст = 1,55d, а её длину − lст = (0,8…1,5)d, где d – посадочный диаметр вала.
У колес большого диаметра с целью экономии легированной стали иногда применяют насадной зубчатый венец (сборные зубчатые колёса), который крепится на ободе так, чтобы исключить возможность его проворачивания.
Рис. 5.4. Скольжение зубьев в процессе работы передачи
При работе эвольвентной зубчатой
Рис. 5.4. Скольжение зубьев в процессе работы передачи
При работе эвольвентной зубчатой
Поскольку протяженность профилей ножки и головки примерно одинаковы, ножка зуба работает
Поскольку протяженность профилей ножки и головки примерно одинаковы, ножка зуба работает
Рис. 5.5. Силы в прямозубой
цилиндрической передаче.
Так как перенос точки приложения силы по линии её действия не меняет результатов действия силы, то силы взаимодействия зубьев принято определять в полюсе зацепления (рис. 5.5). Тогда нормальную силу взаимодействия рабочих поверхностей зубьев прямозубой передачи можно разложить на тангенциальную и радиальную составляющие. Из параллелограмма сил получаем
(5.4)
Но, выражая тангенциальную силу через передаваемые моменты и конструктивные параметры передачи, имеем
(5.5) (((5.5)
В косозубой передаче за счет наклона продольной оси зуба к образующей
В косозубой передаче за счет наклона продольной оси зуба к образующей
(5.6)
При этом соотношения (5.5), связывающие тангенциальную силу с геометрическими параметрами передачи, остаются теми же самыми.
Рис. 5.7. Силы в прямозубой
конической передаче.
В конической зубчатой передаче как
Рис. 5.7. Силы в прямозубой
конической передаче.
В конической зубчатой передаче как
Соотношения между силами, действующими на зубе шестерни будут следующими
. (5.7)
А силы на колесе выражаются через силы на шестерне Fr2 = Fa1 и Fa2= Fr1.
Тангенциальная составляющая выражается в этом случае с помощью конструктивных параметров передачи следующим образом
(5.8)
Расчет ЦКЗП.
Основными критериями работоспособности закрытых зубчатых передач, обеспеченных достаточным количеством смазки
Расчет ЦКЗП.
Основными критериями работоспособности закрытых зубчатых передач, обеспеченных достаточным количеством смазки
При недостаточной контактной прочности рабочих поверхностей зубьев на этих поверхностях в области ножки происходит прогрессирующее усталостное выкрашивание металла, нарушающее геометрию зацепления и ослабляющее поперечное сечение зуба по отношению к изгибным напряжениям, что в конечном итоге приводит к усталостному излому зуба.
Таким образом расчет ведется из условия
и (5.9)
При проектном расчете цилиндрических передач вначале вычисляется межосевое расстояние передачи
; (5.10)
где для прямозубой передачи Ka = 450 (Н/мм2)1/3;
для косозубой передачи Ka = 410 (Н/мм2)1/3;
KH – коэффициент нагрузки, учитывающий условия работы зубьев и качество их
KH – коэффициент нагрузки, учитывающий условия работы зубьев и качество их
Ширина зубчатого венца колеса в этом случае составит
. (5.11)
Далее определяется минимально допустимое значение модуля передачи
; (5.12)
где Km = 3,4⋅103 для прямозубых передач и
Km = 2,8⋅103 для косозубых передач;
KF – коэффициент нагрузки, зависящий от точности изготовления передачи, режима её работы и качества материалов зубчатых колес.
Максимально возможное значение модуля зацепления определяют из условия неподрезания зубьев шестерни
Максимально возможное значение модуля зацепления определяют из условия неподрезания зубьев шестерни
. (5.13)
В полученном диапазоне mmin…mmax выбирают стандартное значение модуля, учитывая, что при малом значении модуля увеличивается коэффициент перекрытия зубьев, повышается КПД, снижается уровень шума, уменьшаются отходы металла в стружку, сокращается трудоемкость изготовления колеса, но при больших значениях модуля передача менее чувствительна к неточности межосевого расстояния, выше изгибная прочность зубьев её колес.
Для косозубой передачи определяем минимальный угол наклона зуба
(5.14)
Далее определяют числа зубьев шестерни и колеса
и (5.14)
Полученные расчетом числа зубьев округляют до ближайшего целого значения и уточняют фактическое передаточное число и фактический угол наклона зубьев
(5.16)
При наличии перечисленных параметров остальные параметры передачи вычисляются по приведенным ранее
(5.16)
При наличии перечисленных параметров остальные параметры передачи вычисляются по приведенным ранее
При проектном расчете конических зубчатых передач в первую очередь вычисляют внешний делительный диаметр зубчатого колеса, поскольку именно он определяет в конечном итоге максимальный габаритный размер передачи.
; (5.17)
где Kd = 165 – вспомогательный коэффициент; T2 – вращающий момент на зубчатом колесе (на выходном валу), Нм; KHβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, зависящий от твердости поверхностей зубьев и характера закрепления валов, несущих зубчатые колеса передачи; [σ]H – допускаемые контактные напряжения для материалов из которых изготовлены зубчатые колеса; vH – коэффициент, учитывающий ослабление зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической, для прямозубой конической передачи vH = 0,85; u − необходимое передаточное число конической зубчатой передачи
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса следует округлить до ближайшего стандартного значения.
Ширину зубчатого венца можно определить по соотношению
(5.18).
где - коэффициент ширины зубчатого венца.
Число зубьев колеса вычисляют по эмпирической
где - коэффициент ширины зубчатого венца.
Число зубьев колеса вычисляют по эмпирической
; (5.19)
где коэффициент С изменяется в пределах от 11,2 до 18 в зависимости от вида термической обработки рабочих поверхностей зубьев.
Далее вычисляют число зубьев шестерни
; (5.20)
Полученные числа зубьев округляют до ближайших целых величин и определяют фактическое передаточное число uф = z2/z1 с точностью не ниже 4-х знаков после запятой.
После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности зуба при изгибе
После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности
После этого вычисляют минимально допустимый внешний окружной модуль из условия прочности
; (5.21)
Далее определяют углы делительных конусов и ; внешнее конусное расстояние и среднее конусное расстояние .
Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса находят по идентичным выражениям
. (5.22)
Таким образом в настоящей лекции представлены основные соотношения, необходимые для выполнения проектного расчета цилиндрических и конических зубчатых колес с эвольвентным профилем зуба. Методику проверочного расчета, а также проектного расчета передач с неэвольвентными зубчатыми колесами можно найти в учебной и справочной литературе.
Лекция окончена.
Спасибо за внимание!
Лекция окончена.
Спасибо за внимание!
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 6. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП)
Вопросы, изложенные
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 6. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП)
Вопросы, изложенные
1. Определение, классификация ЧП.
2. Геометрия, кинематика и динамика ЧП.
3. Материалы и изготовление ЧП.
Учебная литература:
Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 130-136.
Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 206-216.
Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. I часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 120-135.
Определение и классификация ЧП.
Червячная передача – это передача, два подвижных звена
Определение и классификация ЧП.
Червячная передача – это передача, два подвижных звена
Рис. 6.1. Червячная передача:
1 – червяк; 2 – червячное колесо.
По определению, червячная передача обладает свойствами как зубчатой (червячное колесо на своем ободе несет зубчатый венец), так и винтовой (червяк имеет форму винта) передачи. Червячная передача, как и винтовая, характеризуется относительно высокими скоростями скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса.
Достоинства червячных передач:
1) компактность и относительно небольшая масса конструкции;
2)
Достоинства червячных передач:
1) компактность и относительно небольшая масса конструкции;
2)
3) высокая плавность и кинематическая точность;
4) низкий уровень шума и вибраций;
5) самоторможение при передаче движения в обратном направлении - невозможность передачи движения от червячного колеса к червяку.
Недостатки червячных передач:
1) низкий КПД и высокое тепловыделение;
2) повышенный износ и уменьшенный срок службы;
3) склонность к заеданию, что вызывает необходимость применения специальных антифрикционных материалов для зубчатого венца червячного колеса и специальных видов смазки с антизадирными присадками.
Классификация червячных передач:
1. по направлению линии витка червяка –
1.1. правые (при наблюдении с торца червяка и его вращении по часовой стрелке червяк вкручивается в пространство - уходит от наблюдателя);
1.2. левые (при наблюдении с торца червяка и его вращении по часовой стрелке червяк выкручивается из пространства - идёт на наблюдателя);
2. по числу заходов червяка –
2.1. с однозаходным червяком, имеющим один гребень, расположенный по винтовой линии, наложенной на делительный цилиндр червяка;
2.2. с двух-, трёх-, четырёх-, многозаходным червяком, имеющим соответственно 2, 3,
2.2. с двух-, трёх-, четырёх-, многозаходным червяком, имеющим соответственно 2, 3,
3. по форме делительной поверхности червяка –
3.1. с цилиндрическим червяком (образующая делительной поверхности – прямая линия);
3.2. с глобоидным червяком (образующая делительной поверхности – дуга окружности, совпадающая с окружностью делительной поверхности червячного колеса);
4. по положению червяка относительно червячного колеса –
4.1.с нижним расположением червяка;
4.2. с верхним расположением червяка;
4.3. с боковым расположением червяка;
5. по пространственному положению вала червячного колеса –
5.1.с горизонтальным валом червячного колеса;
5.2.с вертикальным валом червячного колеса;
6. по форме боковой (рабочей) поверхности витка червяка (рис. 6.2) –
6.1. с архимедовым червяком (обозначается ZA), боковая поверхность его витков очерчена прямой линией в продольном сечении;
6.2. с конволютным червяком (обозначается ZN), боковая поверхность его витков очерчена прямой линией в нормальном к направлению витков сечении;
6.3. с эвольвентным червяком (обозначается ZI), боковая поверхность его витков в продольном сечении очерчена эвольвентой.
Рис. 6.2. Установка резца при нарезании архимедовых (1), конволютных (2) и
Рис. 6.2. Установка резца при нарезании архимедовых (1), конволютных (2) и
Эвольвентный червяк эквивалентен цилиндрическому эвольвентному косозубому колесу с числом зубьев, равным числу заходов червяка. Форма боковой поверхности червяка мало влияет на работоспособность червячной передачи и, в основном, связана с выбранной технологией изготовления червяка (рис. 6.2).
Геометрия, кинематика и динамика ЧП.
Геометрию, кинематику и динамику червячной передачи рассмотрим
Геометрия, кинематика и динамика ЧП.
Геометрию, кинематику и динамику червячной передачи рассмотрим
Геометрические характеристики червячной передачи связаны между собой соотношениями, аналогичными соотношениям зубчатых передач.
Основным стандартизованным параметром червячной передачи является модуль m (измеряется в мм), осевой для червяка и окружной (торцовый) для червячного колеса. Поскольку делительный диаметр червяка невозможно связать с числом его заходов z1, для определения делительного диаметра червяка вводится специальный коэффициент диаметра червяка q, показывающий число модулей, укладывающихся в делительный диаметр.
Рис. 6.3. Размеры цилиндрического червяка
Рис. 6.4. Параметры венца червячного колеса
Свои особенности имеет и геометрия венца
Рис. 6.4. Параметры венца червячного колеса
Свои особенности имеет и геометрия венца
Модуль с делительными диаметрами червяка (рис. 6.3) и червячного колеса (рис. 6.4) связан соотношениями
. (6.1)
Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней нарезки червяка, называют расчетным шагом нарезки червяка. Расчетный шаг нарезки червяка связан с модулем червячного зацепления соотношением, аналогичным таковому для зубчатого зацепления:
. (6.2)
Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней, принадлежащих общей винтовой
Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней, принадлежащих общей винтовой
. (6.3)
Высота головок витков червяка и зубьев червячного колеса также как и в зубчатом зацеплении равна модулю зацепления (ha1 = ha2 = m), а высота их ножек с целью исключения возможности утыкания головки зуба в дно впадины, как и в конических передачах, на 20% больше модуля зацепления (hf1 = hf2 = 1,2m). Тогда диаметр вершин витков (внешний диаметр) червяка da1 (рис. 6.3) и диаметр вершин зубьев червячного колеса da2 (рис. 6.4) могут быть найдены по выражениям
; (6.4)
а диаметр впадин витков (внутренний диаметр) червяка df1 (рис. 6.3) и диаметр впадин зубьев червячного колеса df2 (рис. 6.4) − по выражениям
. (6.5)
Измеренный в плоскости осевого сечения угол α между касательной к боковой поверхности витков червяка и нормалью к оси его вращения для архимедовых червяков является величиной постоянной, стандартизован и равен 20° (угол заострения витка составляет 40°).
Для доведения межосевого расстояния передачи до стандартного значения используется смещение инструмента
Для доведения межосевого расстояния передачи до стандартного значения используется смещение инструмента
Длина нарезанной части червяка b1 зависит от числа его заходов и величины смещения и для x ≤ 0 выбирается по эмпирической формуле
; (6.6)
с округлением до ближайшего большего значения по ряду стандартных линейных размеров.
При положительном смещении (x > 0) длину нарезанной части червяка следует уменьшить
. (6.7)
Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина
Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина
(6.8)
Максимальный диаметр daM2 червячного колеса устанавливается в некоторой степени произвольно. Увеличение этого диаметра способствует увеличению площади контактной поверхности зубьев колеса и снижению контактных напряжений на этой поверхности, возникающих в процессе работы передачи. Чрезмерное его возрастание приводит к заострению периферийных участков зуба и исключению их из передачи рабочих нагрузок из-за повышенной гибкости. Поэтому максимальный диаметр зубьев червячного колеса daM2 имеет ограничение сверху по соотношению
. (6.9)
Ширину зубчатого венца червячного колеса b2 выбирают по стандартному ряду размеров.
Ширину зубчатого венца червячного колеса b2 выбирают по стандартному ряду размеров.
при числе витков червяка z1 = 1 и z1 = 2 ; (6.10)
а при числе витков червяка z1 = 4 . (6.11)
Условный угол охвата витков червяка зубьями червячного колеса 2δ (рис. 6.4). определяют по точкам пересечения боковых (торцовых) поверхностей червячного колеса с условной окружностью, диаметр которой равен ,
следовательно
. (6.12)
Межосевое расстояние для несмещенной червячной передачи составляет
. (6.13)
Для передачи, червячное колесо которой нарезалось со смещением инструмента, межосевое расстояние составит
. (6.14)
В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости витков червяка
В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости витков червяка
. (6.15)
Геометрическая сумма скоростей v1 и v2 равна скорости относительного движения витков червяка по отношению к зубьям колеса. План скоростей, построенный для зацепления, позволяет записать следующие зависимости
Рис. 6.5. Схема скоростей
в червячной передаче
. (6.16)
Таким образом, скорость скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса является наибольшей по сравнению с тангенциальными скоростями движения витков червяка и зубьев червячного колеса.
Коэффициент полезного действия ηз червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой
Коэффициент полезного действия ηз червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой
при ведущем червяке ; (6.17)
а при ведущем червячном колесе ; (6.18)
где - угол трения в червячной кинематической паре, а f коэффициент трения для материалов витков червяка и зубьев червячного колеса.
При γ ≤ ρ ηзо = 0 передача движения от червячного колеса к червяку становится невозможной – происходит самоторможение. Свойство самоторможения обратного движения широко используется в лебёдках и грузоподъёмных механизмах. Однако необходимо отметить, что у таких самотормозящихся механизмов и в прямом направлении передачи движения КПД невелик.
В червячной передаче сила Fn, действующая со стороны червяка, воспринимается, как
В червячной передаче сила Fn, действующая со стороны червяка, воспринимается, как
Рис. 6.6. Силы в червячной передаче
Тангенциальные силы на червяке и червячном колесе наиболее удобно вычислить через вращающие моменты на соответствующих валах, тогда
(6.19)
И . (6.20)
Радиальные силы на червяке и колесе
. (6.21)
Материалы и изготовление ЧП.
Витки червяка и зубчатый венец червячного колеса должны
Материалы и изготовление ЧП.
Витки червяка и зубчатый венец червячного колеса должны
Для изготовления червяков применяют стали:
1. Качественные среднеуглеродистые марок 40, 45, 50. Из них изготавливают малоответственные червяки. Заготовку перед механической обработкой подвергают улучшающей термической обработке (HRCэ ≤ 36). Червяк точат на токарном станке с последующей ручной или механической шлифовкой и полировкой рабочих поверхностей витков.
2. Среднеуглеродистые легированные марок 40Х, 45Х, 40ХН, 40ХНМА, 35ХГСА для изготовления червяков ответственных передач. После предварительной обработки на токарном станке деталь подвергают улучшающей термообработке (HRCэ ≤ 45). После термообработки рабочие поверхности витков шлифуют на специальных червячно-шлифовальных станках или непосредственно на токарном станке.
3. Мало- и среднеуглеродистые легированные стали марок 20Х, 12ХН3А, 25ХГТ, 38ХМЮА для червяков высоконагруженных передач, работающих в реверсивном режиме. Деталь, изготовленная с минимальным припуском под окончательную обработку, подвергается поверхностной химико-термической обработке (цементация, азотирование и т.п.), после чего закаливается до высокой поверхностной твердости (HRCэ 55…65). Рабочая поверхность витков червяка шлифуется и полируется (иногда шевингуется).
Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы.
Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы.
Чугунный венец применяется в низкоскоростных открытых и закрытых передачах (vs ≤ 2 м/с) (серые чугуны СЧ15, СЧ20; ковкие чугуны КЧ15, КЧ20) и может отливаться за одно целое с ободом червячного колеса при отливке последнего.
Для средних скоростей скольжения (2 < vs ≤ 5 м/с) зубчатые венцы червячных колес изготавливают из безоловянистых железоалюминиевых литейных бронз (Бр А9Ж3Л, Бр А10Ж4Н4Л) и латуни. Эти бронзы при высокой механической прочности обладают пониженными антизадирными свойствами, и их применяют в паре с червяками, имеющими шлифованную и полированную рабочую поверхность витков высокой твердости (HRCэ ≥ 45).
Для передач с высокой скоростью скольжения (5 < vs ≤ 25 м/с) венцы червячных колёс изготавливают из оловянистых бронз (Бр О10Ф1, Бр О10Н1Ф1), обладающих в сравнении с безоловянистыми пониженной прочностью, но лучшими антизадирными свойствами.
Заготовки для бронзовых венцов червячных колёс отливают в землю, в кокиль (металлическую форму) или центробежным литьём. Отливки, полученные центробежным литьём, имеют наилучшие прочностные характеристики.
Заготовка для нарезания зубчатого венца может быть отлита непосредственно на ободе червячного колеса, либо в виде отдельной детали, тогда венец выполняется насадным с закреплением его как от возможности проворота, так и от продольного смещения.
В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике
В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике
Лекция окончена.
Спасибо за внимание
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 7. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП) (ПРОДОЛЖЕНИЕ).
Вопросы,
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 7. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП) (ПРОДОЛЖЕНИЕ).
Вопросы,
1. Критерии работоспособности и допускаемые напряжения в ЧП.
2. Прочностной и тепловой расчет ЧП.
Учебная литература:
Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 130-136.
Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 206-230.
Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. I часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 120-135.
Критерии работоспособности и допускаемые напряжения ЧП.
В червячном зацеплении наиболее слабый элемент
Критерии работоспособности и допускаемые напряжения ЧП.
В червячном зацеплении наиболее слабый элемент
С целью выбора материала для изготовления зубчатого венца червячного колеса предварительно
С целью выбора материала для изготовления зубчатого венца червячного колеса предварительно
, (7.1)
где vs – скорость скольжения, м/с; n1 – частота вращения червяка, мин-1; T2 –момент сопротивления на червячном колесе, Н⋅м.
Далее материал зубчатого венца червячного колеса выбирают в зависимости от скорости скольжения vs (таблица 7.1.)
После этого определяют циклическую долговечность передачи
, (7.2)
где n2 – частота вращения червячного
После этого определяют циклическую долговечность передачи
, (7.2)
где n2 – частота вращения червячного
Допускаемые контактные напряжения для оловянистых бронз (группа I) вычисляют из условия обеспечения контактной выносливости материала:
, (7.3)
где σH0 – предел контактной выносливости рабочей поверхности зубьев, соответствующий числу циклов нагружения, равному 107. Обычно принимают
, где σВ − предел прочности материала зубчатого венца червячного колеса для разных материалов представлен в табл. 7.1. ZN – коэффициент долговечности, вычисляемый по соотношению
. (7.4)
Если по расчету циклическая долговечность передачи NH=NΣ ≥ 25⋅107, то в зависимость (7.4) следует подставить 25⋅107, что дает ZN ≈ 0,67.
CV – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зубьев червячного колеса в зависимости от скорости скольжения vs, при vs ≤ 3 CV принимают равным 1,11, при vs ≥ 8 CV принимают равным 0,8, а в интервале 3
. (7.5)
Допускаемые контактные напряжения для безоловянистых бронз (группа II) вычисляют из условия
Допускаемые контактные напряжения для безоловянистых бронз (группа II) вычисляют из условия
. (7.6)
Допускаемые контактные напряжения для чугуна (группа III) определяют также из условия сопротивления заеданию:
. (7.7)
В выражениях (7.3), (7.6) и (7.7) [σ]Н – в Н/мм2 (МПа), vS – в м/с, а большие значения [σ]Н принимают для червяков с твердостью рабочей поверхности витков ≥ 45 HRCэ.
После выбора материалов для элементов зубчато-винтового зацепления и определения допускаемых напряжений приступают к прочностному расчету передачи. А допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют на стадии проверочного расчета с учетом конкретных параметров передачи.
Прочностной и тепловой расчет ЧП.
Прочностной расчет червячной передачи включает два основных
Прочностной и тепловой расчет ЧП.
Прочностной расчет червячной передачи включает два основных
1) проектный расчет, цель которого определение основных геометрических, кинематических и силовых параметров передачи, и
2) проверочный расчет, проводимый для проверки сохранения работоспособности передачи в течение заданного срока работы.
Проектный расчет выполняется по контактным напряжениям, а в основу вывода расчетных формул положены те же исходные зависимости и допущения, что и при расчете зубчатых передач (формула Герца для контакта двух упругих криволинейных поверхностей).
При проектном расчете передачи, предварительно задавшись величиной коэффициента расчетной нагрузки KH = 1,1…1,4 (меньшие значения для передачи с постоянной нагрузкой, большие – для высокоскоростных передач и переменной нагрузки), определяют межосевое расстояние передачи
. (7.8)
Полученное значение межосевого расстояния aw для стандартного редуктора следует округлить до ближайшего стандартного значения (ГОСТ 2144-93; табл. 7.2), для нестандартной червячной передачи – до ближайшего значения по ряду Ra40 нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69)
В зависимости от необходимого передаточного числа uн назначают число витков (число
В зависимости от необходимого передаточного числа uн назначают число витков (число
при u ≤ 14 z1 = 4; при 14 < u ≤ 30 z1 = 2; при 30 < u z1 = 1
По выбранному числу заходов червяка z1 и необходимому передаточному числу uн вычисляют число зубьев червячного колеса
, (7.8)
и полученное значение z2 округляют до ближайшего целого числа.
По принятым z1 и z2 уточняют фактическое передаточное число
, (7.9)
которое может отличаться от необходимого не более чем на 4%.
С целью обеспечения достаточной жесткости червяка определяем минимально допустимое значение коэффициента его диаметра
. (7.10)
В качестве фактического значения коэффициента диаметра червяка q принимаем ближайшую большую стандартную величину (табл 7.3).
Таблица 7.3
Сочетание модулей m и
коэффициентов диаметра червяка q (ГОСТ 2144-93)
Таблица 7.3
Сочетание модулей m и
коэффициентов диаметра червяка q (ГОСТ 2144-93)
При проектном расчете межосевого расстояния передачи предварительно задают значение коэффициента расчетной
При проектном расчете межосевого расстояния передачи предварительно задают значение коэффициента расчетной
, (7.11)
Таблица 7.4
Коэффициенты для (7.11)
Далее определяют межосевое расстояние aw (мм) передачи
; (7.12)
где Т2 − в Нм; [σ]H − в МПа.
Полученное значение межосевого
где Т2 − в Нм; [σ]H − в МПа.
Полученное значение межосевого
Модуль зацепления вычисляют по зависимости
. (7.13)
Полученное значение округляют до ближайшей стандартной величины модуля m (табл. 7.3). По известному значению модуля m, межосевого расстояния aw, коэффициента диаметра червяка q и числа зубьев колеса z2 определяют необходимую величину коэффициента смещения инструмента
. (7.14)
Если полученный коэффициент смещения x по абсолютной величине превышает 1, то необходимо изменить aw, m, z2 или q и повторить расчет для новых значений, добиваясь, чтобы -1 ≤ x ≤ 1.
В передаче, изготовленной со смещением инструмента, делительный и начальный диаметры червяка
В передаче, изготовленной со смещением инструмента, делительный и начальный диаметры червяка
. (7.15)
По принятым параметрам m, q, z1 и z2 вычисляют все геометрические параметры передачи по представленным ранее формулам. Результаты проектного расчёта собирают в итоговую таблицу, в одном столбце которой представлены геометрические параметры передачи, в другом – их значение: линейных размеров в мм; угловых в десятичных градусах с не менее чем шестью знаками после запятой, либо в градусах, минутах и секундах.
На этом проектная часть прочностного расчета заканчивается (геометрические параметры передачи установлены) и начинается проверочный расчет. В процессе проверочного расчета зубья червячного колеса проверяются на контактную выносливость и на прочность при изгибе. Кроме того, выполняется проверка передачи на сохранение температурного режима при продолжительной работе.
Фактическая скорость скольжения вычисляется по формуле
. (7.27)
По полученной скорости скольжения vS и
Фактическая скорость скольжения вычисляется по формуле
. (7.27)
По полученной скорости скольжения vS и
Далее в зависимости от продолжительности работы передачи в течение суток и условий её работы определяют коэффициент режима работы передачи Kр.
Определяют величину коэффициента концентрации нагрузки KHβ из выражения
(7.28)
или
, (7.28а)
зная коэффициент концентрации нагрузки KHβ и коэффициент динамической нагрузки KHv, можно вычислить коэффициент расчетной нагрузки KH
, (7.29)
Проверку передачи на выносливость выполняют по формуле
. (7.30)
Если условие (7.30) не удовлетворяется,
Проверку передачи на выносливость выполняют по формуле
. (7.30)
Если условие (7.30) не удовлетворяется,
По реальной скорости скольжения vS (м/с) в передаче определяют коэффициент f и угол трения ρ
, (7.31)
где коэффициенты A, B и C для разных групп материалов представлены в таблице 7.9.
7.9. Значения коэффициентов формулы (7.31)
7.9. Значения коэффициентов формулы (7.31)
После этого имеется возможность уточнить КПД передачи. Принимая КПД одной подшипниковой
После этого имеется возможность уточнить КПД передачи. Принимая КПД одной подшипниковой
. (7.32)
По реальному КПД уточняют вращающий момент на червяке
(7.33)
и вычисляют нагрузки в зацеплении
. (7.34)
Допускаемые напряжения изгиба для материала венца червячного колеса составляют:
для всех бронз
Допускаемые напряжения изгиба для материала венца червячного колеса составляют:
для всех бронз
; (7.35)
-при реверсивной (двухсторонней) нагрузке
; (7.36)
для чугунных венцов
при нереверсивной (односторонней) нагрузке
; (7.37)
при реверсивной (двухсторонней) нагрузке
; (7.38)
где σТ, σВ и σВи – предел текучести, предел прочности и предел прочности при изгибе материала, для которого вычисляются допускаемые напряжения.
Определяют число зубьев эквивалентного прямозубого колеса по формуле
, (7.39)
Используя которое, коэффициент формы зуба YF2 можно вычислить по эмпирической зависимости
(7.40)
Проверку
Используя которое, коэффициент формы зуба YF2 можно вычислить по эмпирической зависимости
(7.40)
Проверку
. (7.41)
Если в результате расчета условие (7.41) не удовлетворяется, то прочность зуба на изгиб можно повысить за счёт увеличения модуля с последующим пересчетом всех геометрических параметров передачи, либо заменой материала венца червячного колеса на другой с более высокими механическими характеристиками.
Высокое тепловыделение в червячной передаче, обусловленное её относительно малым КПД, требует принятия специальных мер для поддержания нормальной рабочей температуры деталей передачи. Допустимая температура масла в корпусе червячного редуктора обычно не должна превышать 70…90°С.
Тепловой расчет червячной передаче базируется на соотношении
(7.42)
где Qвыд – тепловая мощность,
Тепловой расчет червячной передаче базируется на соотношении
(7.42)
где Qвыд – тепловая мощность,
Qотд – тепловая мощность, которую способно рассеять в окружающую среду охлаждающее устройство. Эти мощности могут быть вычислены по формулам
, (7.43)
где P1 – мощность, подводимая к червяку передачи, Aохл – площадь, омываемая охлаждающим агентом (воздух, охлаждающая вода), KТ - коэффициент теплоотдачи охлаждаемой поверхности, tМ и tо – температура масла в корпусе передачи и охлаждающего агента, соответственно.
При охлаждении потоком воздуха с целью увеличения площади охлаждаемой поверхности её оребряют, причем рёбра должны быть направлены по ходу потока охлаждающего воздуха.
При конвективном охлаждении свободным воздухом коэффициент теплоотдачи KT = 8…17 Вт/м2⋅°С, при вентиляторном охлаждении (вентилятор обычно закрепляют на свободном конце вала-червяка) - KT = 20…28 Вт/м2⋅°С, при водяном охлаждении - KT = 70…100 Вт/м2⋅°С
Лекция окончена.
Успехов в учебе!
Лекция окончена.
Успехов в учебе!
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 2. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ.
Вопросы, изложенные в лекции:
1.
ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.
ЛЕКЦИЯ № 2. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ.
Вопросы, изложенные в лекции:
1.
Учебная литература:
Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 33-56.
Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 87-100; 241-264.
Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 64-87.
Определение:
Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством
Определение:
Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством
Ременные передачи.
Достоинства ременных передач:
1. Простота конструкции и низкая стоимость.
2. Возможность
Достоинства ременных передач:
1. Простота конструкции и низкая стоимость.
2. Возможность
3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов.
4. Плавность и малошумность работы.
5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня.
6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках.
Недостатки ременных передач:
1. Относительно большие габариты.
2. Малая долговечность ремней.
3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники.
4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня.
5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.
Классификация ременных передач (2 слайда):
1. По форме поперечного сечения ремня:
1.1
Классификация ременных передач (2 слайда):
1. По форме поперечного сечения ремня:
1.1
1.2 клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б);
1.3 поликлиноременные (наружная поверхность ремня плоская, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, в поперечном сечении имющими форму трапеции, рис. 2.1.г);
1.4 круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис. 2.1.в);
1.5 зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов).
2. По взаимному расположению валов и ремня:
2.1 открытая передача – передача с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении (шкивы вращаются в одном направлении);
2.2 перекрестная передача – передача с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях (шкивы вращаются во встречных направлениях);
2.3 полуперекрестная передача – оси валов которой перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90°).
3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче:
3.1 с
3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче:
3.1 с
3.2 с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой;
3.3 с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала).
4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем:
двухвальная,
трех-,
четырех- и
многовальная передача.
5. По наличию вспомогательных роликов:
без вспомогательных роликов,
с натяжными роликами;
с направляющими роликами.
При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные
При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные
, (2.12)
Геометрические соотношения в ременной передаче рассмотрим на примере открытой плоскоременной передачи (рис. 2.2). Межосевое расстояние a – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D1 (он, как правило, является ведущим) и D2 (ведомый шкив).
Рис. 2.2. Геометрия открытой
ременной передачи.
а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах
а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах
. (2.13)
Используя это допущение, угол охвата ремнем малого шкива можно представить в следующем виде
(2.14)
в радианной мере, или
(2.15)
в градусах.
Длину ремня при известных названных выше параметрах передачи можно подсчитать по формуле
(2.16)
Однако, весьма часто ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца известной (стандартной) длины. В этом случае возникает необходимость уточнять межосевое расстояние по заданной длине ремня
. (2.17)
С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают
для плоского ремня −
С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают
для плоского ремня −
а для клинового – ,
где hp – высота поперечного сечения ремня (толщина ремня).
В процессе работы передачи ремень обегает ведущий и ведомый шкивы. Долговечность ремня в заданных условиях его работы характеризует отношение Vp / Lp (в системе СИ его размерность– с-1), чем больше величина этого отношения, тем ниже при прочих равных условиях долговечность ремня. Обычно принимают
для плоских ремней − Vp / Lp = (3…5) с-1,
для клиновых − Vp / Lp = (20…30) с-1.
Силовые соотношения в ременной передаче. В ременной передаче силы нормального давления
Силовые соотношения в ременной передаче. В ременной передаче силы нормального давления
Рис. 2.3. Силы в ременной передаче.
передачи за счет трения ведущего шкива о ремень набегающая на этот шкив ветвь ремня получает дополнительное натяжение (сила F1), а, сбегающая с ведущего шкива, ветвь ремня несколько ослабляется (сила F2, рис. 2.3,б).
Окружное усилие, передающее рабочую нагрузку Ft = F1-F2, но, как для передачи вращения
Ft = 2T2/D (см. (2.8)),
а для поступательно движущихся ветвей ремня Ft = P / Vp , где P – мощность передачи, а Vp − средняя скорость движения ремня. Суммарное натяжение ветвей ремня остается неизменным, как в работающей, так и в неработающей передаче, то есть F1+F2=2F0 .
Для ремня, охватывающего шкив, по формуле Эйлера F1=F2⋅ e f⋅α, где
Для ремня, охватывающего шкив, по формуле Эйлера F1=F2⋅ e f⋅α, где
, (2.19)
где индексы «1» указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи.
Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (ϕ).
(2.21)
Оптимальная величина коэффициента тяги:
. (2.22)
Оптимальная величина коэффициента тяги зависит только лишь от конструктивных параметров передачи и качества фрикционной пары материалов ремня и шкива.
Кинематика ременной передачи. Удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в
Кинематика ременной передачи. Удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в
1) работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна.;
2) скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно, различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов.
Окружная скорость рабочей поверхности ведущего шкива больше окружной скорости на поверхности ведомого шкива (V1 > V2).
Отношение разности между окружными скоростями на рабочей поверхности ведущего и ведомого шкивов к скорости ведущего шкива называют коэффициентом скольжения передачи (ξ).
(2.23)
где индекс «1» соответствует ведущему, а индекс «2» − ведомому шкивам.
Передаточное
где индекс «1» соответствует ведущему, а индекс «2» − ведомому шкивам.
Передаточное
(2.24)
Тяговая способность и долговечность ремня являются основными критериями работоспособности ременной передачи. Её проектный расчет обычно выполняется по тяговой способности, а расчет долговечности при этом является проверочным.
Рис. 2.4. Кривые скольжения и КПД.
Поведение ременной передачи характеризует график рис. 2.4. На нем выявляются 3 зоны:
1 зона упругого скольжения (0 ≤ ϕ ≤ ϕ0; ξ меняется линейно);
2 зона частичного буксования (ϕ0≤ϕ≤ϕmax, ξ быстро нарастает);
3 зона полного буксования (ϕ>ϕmax скольжение полное).
Напряжения в ремне. В ремне возникают напряжения от действия рабочей нагрузки,
Напряжения в ремне. В ремне возникают напряжения от действия рабочей нагрузки,
Напряжения растяжения от рабочей нагрузки
; (2.25)
напряжения изгиба
; (2.26)
напряжения от действия центробежных сил
; (2.29)
где ρ − средняя плотность материала ремня, а Vр – средняя скорость движения ремня, обегающего шкив.
На внешней стороне ремня все три вида названных напряжений являются растягивающими и потому суммируются. Таким образом, максимальные растягивающие напряжения в ремне
. (2.31)
Особенности конструкции, работы и расчета клиноременных и поликлиноременных передач. Клиновые
Особенности конструкции, работы и расчета клиноременных и поликлиноременных передач. Клиновые
Рис. 2.6. Расположение клинового
ремня в ручье шкива.
Рис. 2.5. сечения клинового (а, б) и поликлинового (в) ремней.
Размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89).
Размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89).
Таким образом, ремень со шкивом образуют клиновую кинематическую пару, для которой приведенный коэффициент трения f* выражается зависимостью
, (2.36)
где f – коэффициент трения между контактирующими поверхностями ремня и шкива, а ϕ − угол между боковыми рабочими поверхностями ремня. При ϕ = 40° получаем, что f* = 2,92 f, то есть при одном и том же диаметре ведущего шкива несущая способность клиноременной передачи будет примерно втрое выше в сравнении с плоскоременной.
Проектный расчет клиноременных передач выполняется достаточно просто методом подбора, поскольку в стандартах указывается мощность, передаваемая одним ремнем при определенном расчетном диаметре меньшего шкива и известной средней скорости ремня или частоте вращения шкива.
Лекция окончена.
Спасибо за внимание!
Лекция окончена.
Спасибо за внимание!
Цепные передачи
Лекция №7
Цепные передачи
Лекция №7
Общие сведения
Цепную передачу относят к передачам зацеплением с гибкой связью.
Общие сведения
Цепную передачу относят к передачам зацеплением с гибкой связью.
Вращение ведущей звездочки преобразуется во вращение ведомой благодаря сцеплению цепи с зубьями.
Применение.
Цепные передачи применяют в станках, промышленных роботах, транспортных, сельскохозяйственных и других машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния.
Достоинства и недостатки
Достоинства:
передача движения и энергии на значительное расстояние между валами;
достаточно высокий к.п.д., достигающий η = 0,98;
меньшая, чем в ременной передаче, нагрузка на валы и подшипники и габариты;
возможность передачи вращения одной цепью нескольким валам.
отсутствие проскальзывания;
возможность легкой замены цепи.
.
Недостатки:
сравнительно высокая стоимость;
некоторая неравномерность хода передачи;
необходимость тщательного монтажа и ухода;
непригодность передачи при периодическом реверсировании без пауз;
значительный шум при работе;
неизбежность износа шарниров цепи из-за отсутствия условий для жидкостного трения.
Классификация
По типу цепей:
с роликовыми;
с втулочными;
с зубчатыми;
с фасоннозвенными.
По количеству цепей:
однорядные;
многорядные.
По
Классификация
По типу цепей:
с роликовыми;
с втулочными;
с зубчатыми;
с фасоннозвенными.
По количеству цепей:
однорядные;
многорядные.
По
нормальные (одна ведомая звездочка);
специальные ( ведомых звездочек несколько).
По конструктивному исполнению:
открытые (с легкими защитными кожухами)
закрытые (в закрытых кожухах).
Различают - понижающие и повышающие.
Типы цепей
Основной геометрической характеристикой цепи является шаг P – расстояние между
Типы цепей
Основной геометрической характеристикой цепи является шаг P – расстояние между
по назначению
грузовые
( используют для закрепления грузов)
тяговые
( применяют для перемещения грузов в машинах непрерывного транспорта конвейерах, подъемниках, эскалаторах)
приводные
(используют для передачи)
Приводные цепи
Приводные цепи по конструкции различают:
втулочные;
роликовые;
зубчатые;
фасоннозвенные.
Приводные цепи
Приводные цепи
Приводные цепи по конструкции различают:
втулочные;
роликовые;
зубчатые;
фасоннозвенные.
Приводные цепи
Втулочная однорядная цепь:
Состоит из внутренних пластин 1, напрессованных на втулке 2, свободно вращающихся на валиках 3, на которые напрессованы наружные пластины.
Эти цепи самые простые по конструкции, наиболее легкие по весу и наиболее дешевые, но наименее износоустойчивые, и по этому их применяют при небольших скоростях (до 10 м/с.). Бывают однорядные и многорядные с числом рядов 2, 3 и 4. Многорядная цепь с меньшим шагом позволяет заменить однорядную с большим шагом и тем самым уменьшить диаметры звездочек, снизить динамические нагрузки в передаче.
Пластины цепи очерчены контуром, напоминающим цифру 8, который обеспечивает равную прочность пластины во всех сечениях. Концы осей расклепывают, поэтому звенья цепи неразъемны.
Соединение концов цепи при четном числе ее звеньев производят соединительным звеном 1, при нечетном — переходным звеном 2, которое менее прочно, чем основные. Поэтому стремятся применять цепи с четным числом звеньев.
Роликовая однорядная цепь.
По конструкции отличается от втулочной однорядной цепи тем, что на ее втулках 2 устанавливают свободно вращающиеся ролики. Ролики заменяют трение скольжения между втулками и зубьями звездочки, что имеет место во втулочной цепи, трением качения. Поэтому износостойкость роликовых цепей выше, чем втулочных (при окружных скоростях до 20 м/с.).
Многорядные цепи (рис. 14.2, в) позволяют увеличивать нагрузку пропорционально числу рядов, поэтому их применяют при передаче больших мощностей. Роликовые цепи с изогнутыми пластинами повышенной податливости применяют при динамических нагрузках (ударах, частых реверсах и т. д.).
Бывают однорядные нормальные (ПР), однорядные длиннозвенные облегченные (ПРД), однорядные усиленные (ПРУ), двух (2ПР)-, трех (ЗПР)- и четырехрядные (4ПР) и с изогнуюыми пластинками (ПРИ).
Зубчатая цепь: в каждом звене имеет набор пластин (число их определяется
Зубчатая цепь: в каждом звене имеет набор пластин (число их определяется
Зубчатые цепи вследствие лучших условий зацепления с зубьями звездочек работают с меньшим шумом, поэтому их иногда называют бесшумными. По сравнению с другими зубчатые цепи более тяжелые, сложнее в изготовлении и дороже, поэтому их применяют ограниченно.
Так как ширина зубчатых цепей может быть какой угодно (встречаются цепи шириной до 1,7 м), то их применяют для передачи больших мощностей.
Фасоннозвенные цепи различают двух типов: крючковые и штыревые.
Крючковая цепь состоит только
Крючковая цепь состоит только
В штыревой цепи литые звенья из ковкого чугуна соединяются зашплинтованными стальными (из Ст.3) штырями.
Фасоннозвенные цепи применяют при передаче небольших мощностей и при малых скоростях (Крючковая - до 3м/с., штырьковая - до 4м/с.), обычно в условиях несовершенной смазки и защиты.
Критерии работоспособности цепных передач
Цепные передачи выходят из строя по следующим
Критерии работоспособности цепных передач
Цепные передачи выходят из строя по следующим
Износ шарниров, приводящий к удлинению цепи, увеличению шага цепи и, как следствие, к нарушению ее зацепления с зубьями звездочек.
Усталостное разрушение пластин по проушинам, характерное для закрытых быстроходных тяжелонагруженных передач, работающих при хорошем смазывании, когда износ шарниров не является определяющим.
Проворачивание валиков и втулок в пластинах в местах запрессовки, связанное с низким качеством изготовления.
Усталостное выкрашивание и разрушение роликов.
Недопустимое провисание ведомой ветви цепи, характерное для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием при отсутствии натяжных устройств.
Износ зубьев звездочек.
Ресурс цепных передач в стационарных машинах должен составлять 10…15 тыс. ч., он чаще всего ограничивается долговечностью цепи.
Материалы и термическая обработка деталей цепей
Пластины цепей должны обладать высоким
Материалы и термическая обработка деталей цепей
Пластины цепей должны обладать высоким
Основное требование к деталям шарниров – валикам и втулкам – износостойкость рабочих поверхностей. Валики и втулки преимущественно выполняют из цементуемых сталей 15, 20, 15Х, 12ХН3, 18ХГТ и др., после цементации или газового цианирования детали закаливают до твердости поверхности 56…65HRC. Термодиффузионное хромирование деталей шарниров повышает ресурс цепи по износу в 3…12 раз по сравнению с цементацией.
Твердость поверхности роликов должна быть не ниже 43,5HRC.
Звездочки
Звездочки цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и имеют профиль
Звездочки
Звездочки цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и имеют профиль
В последнее время стали применять звездочки с зубчатым венцом из пластмасс ( дюропласта или вулколана). Основным преимуществом пластмассовых звездочек по сравнению с металлическими является уменьшение износа цепей и значительное уменьшение шума передачи .
Геометрический расчет цепных передач
Центры шарниров цепи, находящейся в зацеплении, располагаются на
Геометрический расчет цепных передач
Центры шарниров цепи, находящейся в зацеплении, располагаются на
Делительный диаметр звездочки
Минимальное межосевое расстояние цепной передачи принимают в зависимости от передаточного числа u и условия , чтобы угол обхвата цепью меньшей звездочки был не меньше 120 градусов
при u <3
при u >3
где da1 и da2 -диаметры вершин соответствуют меньшей и большей звездочки ,мм
Наиболее выгодное межосевое расстояние цепной передачи
где числовой множитель принимает тем больше, чем больше u
Число звеньев цепи Z3
Вычисление по формуле число звеньев цепи Z3 округляю до ближайшего числа.
Далее уточняют межосевое расстояние
Длина цепи
Кинематический расчет.
Средняя скорость цепи
t-mm, v-м/с, n- об/мин.
Т.к. скорость цепи на
Кинематический расчет.
Средняя скорость цепи
t-mm, v-м/с, n- об/мин.
Т.к. скорость цепи на
Передаточное отношение
для цепных передач рекомендуется применять
Из чертежа следует ,что скорость цепи все время изменяется окружная скорость ведущей звездочки V3 разложена на две составляющие :V1 -мгновенную скорость движения цепи в данный момент и V2-мгновенную скорость подъема ее на звездочке в этот же момент.
-постоянная угловая скорость ведущей звездочки; r1 радиус начальной окружности.
Т.к. угол α , изменяется от 0 до то скорость цепи изменяется от до
Т.к. угловая скорость ведущей звездочки ω1 постоянная, а скорость цепи переменная , то, очевидно, что угловая скорость ведомой звездочки является переменной величиной т.е.