2684

контактные напряжения для колес из оловянных бронз, латуней (БрА9ЖЗЛ, ЛЦ23А6Ж3Мц2) рассчитывают H2=300-25 Vs (для бронз) и H2=375-25 Vs (для латуней), они зависят от скорости скольжения Vs. Допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной передаче (зубья работают одной стороной) для всех марок бронз и латуней

– число циклов нагружения зубьев колеса. Если Nz2=106, то Kfl=1,0; при Nz2=9 107, Kfl=0,61. Обычно значение Кf1 выбирают равному последнему значению. При реверсивной передаче (зубья работают обеими сторонами) – [ f]=0,8[ f]2.

6. РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ ОДНОГО ИЗ ВАЛОВ МЕХАНИЗМА

Для валов механизма РЭС, несущих незначительные нагрузки, можно ограничится приближенным расчетом по эквивалентным приведенным напряжениям, учитывающим по энергетической теории прочности все виды деформаций. Тогда условие прочности вала в опасном сечении имеет вид:

где пр – приведенное напряжение, МПа; и – напряжение изгиба, МПа; для пространственного случая вычисляется по формуле

где Mp – расчетный изгибающий момент, Н мм; W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3; d – диаметр сечения, мм; с – напряжение сжатия, МПа, определяется по формуле

где Fx – сила, сжимающая вал; к – напряжение кручения, МПа, вычисляемое по формуле

где Т – крутящий момент Н мм; Wp – полярный момент сопротивления сечения вала, мм3; [ и] – допускаемое напряжение изгиба, для углеродистых сталей можно принять [ и]=40 60 МПа, для легированных сталей 70 80 МПа, для винипласта 12 15 МПа. Расчетный изгибающий момент в общем случае пространственного изгиба вала как балки круглого сечения

где Миу и Миz – изгибающие моменты в плоскостях OXY и OXZ в рассматриваемом сечении, при плоском изгибе Мр равно изгибающему моменту в плоскостях изгиба. Проверке подлежат те значения, где Мр достигает наибольшего значения, а также места резкого уменьшения диаметра вала.

Зная прочность по пределу текучести ( t – предел текучести материала вала) определяют соотношением

пр

обычно применяют допускаемый запас прочности [nt]=1,2 1,8. Опасное сечение, в котором следует определять запас nt, находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Ориентировочно минимальный диаметр вала при его работе только на кручение (изгиб исключают путем понижения допускаемых напряжений) рассчитывают по формуле

где Т1 – расчетное значение крутящего момента на валу [ k]=30 50 МПа – допускаемое напряжение на кручение, для среднеуглеродистых сталей, пониженное за счет исключения изгиба.

В точных механизмах РЭС важным условием надежной работы валика может оказаться его достаточная крутильная жесткость, характеризуемая углом поворота сечения валика , связанная с углом закручивания соотношением /1/

где l – длина валика; G – модуль сдвига, МПа, [ ] – допускаемый угол закручивания валика на единицу длинны. Далее определяется необходимый диаметр валика

Определенных норм на допускаемые углы закручивания [ ] нет, однако по экспериментальным данным можно принять [ ]=0,005 0,015 рад

на 1 м длины вала. Условия достаточной жесткости особенно существенно для отчетных механизмов, в которых угол закручивания не должен превышать допустимую погрешность прибора.

В механизмах РЭС применяют как гладкие, так и ступенчатые валы и оси. Гладкие оси и валы применяют в малонагруженных передачах, а также когда на сопряженные детали не действуют осевые силы. Ступенчатые валы менее технологичны в изготовлении но более удобны при сборке, особенно сложных многоступенчатых механизмов: каждая деталь проходит до места свей установки без натяга.

Для конструкции валы и оси могут быть полыми, а для закрепления на них зубчатых колес, дисков, шкивов в конструкциях гладких валов допускаются отверстия под штифты или винты

7. ВЫБОР КОНСТРУКЦИОННЫХ МАТЕРИАЛОВ

Материалами валов, осей обычно являются углеродистые и легированные стали, обладающие высокой прочностью. В малонагруженных механизмах валы, не подвергающиеся термообработке, изготавливают из углеродистых сталей 20 (ГОСТ 1050-74) и сталей 45 (ГОСТ 1050-74). Из инструментальных сталей Y81A (ГОСТ 1435-74) и Y10A выполняют небольшие валы и оси, обладающие повышенной вибропрочностью. Валы, подвергающиеся воздействию больших нагрузок, термообрабатывают, поэтому материалами их являются легированные стали 40X (ГОСТ 1051-73), 40XH, 30XГСА, 30XH3A (ГОСТ 4543-71), 12XH3A и др. Наиболее распространенными материалами для литых деталей корпуса являются литые сплавы марок АЛ2, АЛ4, АЛ7, АЛ9 (ГОСТ 2585-75), Д16 (ГОСТ 4784-74) и магниевые сплавы марок МЛ3, МЛ5. Назначение корпусов защита от механических, климатических и радиационных воздействий и непосредственное крепление передач. Основные ГОСТы материалов даны в /4/ . В качестве материалов зубчатых колес используются марки сталей 35, 45, 20X, 40XA, 40XH. Из сталей по ГОСТ 1050-74 (марок 20, 35, 45) изготавливают зубчатые и фрикционные колеса, используя термообработку в виде нормализации и улучшения. Для сталей 40X ,40XH ,35XM используют закалку токами высокой частоты по контуру зубьев. Эти стали имеют повышенные механические характеристики. Детали, испытывающие ударные нагрузки, изготавливают из низкоуглеродистых сталей марок 15, 20, 15X. Их поверхностное упрочнение достигается закалкой или цементизацией (насыщение поверхности углеродом). Различные марки латуней Л59, Л60, ЛК80-3, ЛМцС58-2-2 (ГОСТ 15527-70) используются для изготовления зубчатых колес с ослабленными требованиями по прочности и для составления сборочных колес. Червячные колеса изготавливают из бронз

типа оловянных Бр0XD10-1, Бр0НФ, Бр0ЦСН-7-5-1 (ГОСТ 613-79), но чаще безоловянных типа БрАЖ9-4 (ГОСТ 18175-78). Червяки, винты делаются из сталей марок 40, 45, Y10А, 40X, 30XCA, а гайки с целью уменьшения потерь из бронз БрАЖ9-4, Бр0Ц06-6-3 (ГОСТ 613-79).

8. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ОТДЕЛЬНЫХ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ И ПРОГРАММЫ РАСЧЕТА

8.1. Конструирование зубчатых колес

Зубчатые колеса могут изготовляться заодно с валом (вал-шестерня) или насадными. Конструкцию вал-шестерня применяют в механизмах РЭС, когда наружный диаметр зубчатого колеса da 2d. Зубья цилиндрических зубчатых колес нарезаются на выступающей части (рис. 11а)или могут быть углублены в тело вала (рис. 11б) в зависимости от соотношения размеров da и d. При углублении звеньев из общей длинны нарезной части L (рис. 11б) рабочей является длина l, а на концах имеются нерабочие участки для входа и выхода фрезы.

Цельная конструкция вал-шестерня более рациональна по сравнению с составной, повышается жесткость такой конструкции, повышается точность зацепления колес, снижается стоимость изготовления. Недостатком такой конструкции является необходимость замены всего вала при износе или поломке зубьев. Конструкция насадных цилиндрических зубчатых колес зависит от их размеров, материала и технологии изготовления, способа соединения с валом. На рис. 12 показаны основные типовые конструкции. Мелкомодульные колеса относительно небольшого диаметра выполняют с односторонней ступицей (рис. 12а), конструкция с двухсторонней ступицей менее технологична. Крепление таких колес на валу осуществляется с помощью штифта.

Мелкомодульные тонкие колеса (bw 6 мм) большого диаметра, а также колеса из цветных сплавов и неметаллических материалов делают простыми (рис. 12б), посадку на вал осуществляют с натягом H7/S6. В месте посадки колеса на вал имеется специальный надрез с помощью которого материал развальцовывают, обеспечивая дополнительное крепление колес. В дисках широких колес для уменьшения массы и момента инерции, повышения их технологичности делают двусторонние проточки (рис. 12в). проточки делают при ширине венца b>3 мм и принимают С=0,2 0,4b, толщину обода S (2,5 3,5) мм. Кроме проточек в диске допускают отверстия. Диаметр отверстий d0=(da-D)/S; но не менее 5…6 мм, диаметр окружности центров отверстий Da (da+D)/2. В реверсивных механизмах настройки РЭС

существует боковой зазор между сопряженными зубьями колес, что вызывает появление мертвого хода. Для устранения мертвого хода, вызванного боковым зазором, применяют люфтовыбирающие зубчатые колеса. Колеса делают составными (рис. 12г).

Рис. 11. Конструкции вала-шестерни

При нарезании зубьев оба колеса соединяют, затем одну часть колеса с со ступицей закрепляют жестко на валу, а другая образует со ступицей подвижное соединение. Оба колеса соединяют пружиной и подвижную часть поворачивают на 3 6 зубьев. Под действием пружины поверхность зубьев одного колеса прижимают к боковым поверхностям зубьев другого колеса, этим устраняют люфт мертвого хода.

Вращающий момент М с ведущего колеса на ведомое передаѐтся за счѐт момента Мкр создаваемого пружиной

где =1,5...3 коэффициент заноса. Для пружины растяжения или сжатия, расположенной на расстоянии r1 олт оси колеса необходимое условие определяют зависимостью

Размеры пружины вибирают по значениям F и . Недостатком колѐс содержащих пружины, является увеличение потерь на трение в зацеплении, так как одновременно контактируют обе стороны зуба. На рабочем чертеже зубчатого колеса, кроме размеров его конструктивных элементов, должны быть указанны параметры его зацепления в зуборезной таблице в правом верхнем углу деталировочного чертежа (рис 13).

Рис. 13. Рабочий чертѐж зубчатого колеса

8.2 Проектирование червяков и червячных колѐс

Для конструирования червячной передачи определяют модуль m , число витков червяка Z1 и число зубьев червячного колеса Z2. Модуль для силовых червячных передач определяют из расчѐта зацеплений на контакт и изгибную прочность, для кинематических механизмов величина модуля определяется из конструктивных соображений. Коэффициент диаметра червяка выбирают из стандартного ряда q=6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25. При этом малые значения q= 6,3; 8; 10 выбирают для быстроходных передач, а большие q= 12,5; 16; 20; 25 в мелкомодульных передачах для повышения жѐсткости червяка. Диаметр гладкой части вала-червяка выбирают таким, чтобы можно было обеспечить свободный выход инструмента при нарезании витков. Нарезная часть изготавливается с фасками, под углом в 200. Жѐсткость червяка является главным требованием при его проектировании. В

связи с этим расстояние между опорами вала червяка задают минимальным. Червячные колѐса в малогабаритных передачах делают монолитными (рис.

14).

Рис. 14 Конструкция элементов червячного колеса.

Наибольший диаметр червячного колеса задаѐтся формулой (43), а угол охвата червяком колеса 2задают в зависимости от механизма: для силового 2 =701200 , а для от счетных устройств 2 =22300. Ширина зубчатого венца червячного колеса зависит от dн . Выбирают b2 0,67dн при Z1 =1.2 и b2 0,67dн при Z1 =4. В конструкции колеса делают отверстия от 4

8 для снижения их веса. Размер проточек в червячных колѐсах выбирается аналогично конструкции зубчатых колѐс. Способ соединения червячного колеса с валом зависит от величины передаваемого вращающего момента. При малых значениях момента, соединение осуществляют с помощью штифта, а для сильнонагруженных механизмов соединение с валом выполняется посредством шпонки или шлицов. Червячные колѐса большого

диаметра делают составными (рис. 14 б, в). Зубчатый венец изготавливают из бронзы или латуни соединяют со стальной втулкой, этим достигается экономия цветных металлов, а изделие становится более технологичным и дешовым. При этом бронзовый обод насажиается с сильным натягом H7/r6 или H7/S6 на стальную заготовку. В стык устанавливаются для повышения прочности составного колеса цилиндрические штифты или установочные винты (Рис. 14в ). Размеры деталей червячной передачи определяются размерами, получаемыми из расчѐта зацепления на прочность, а для кинематических передач размеры выбирают часто из конструктивных соображений. Для легконагруженных кинематических передач колѐса могут изготавлмватся с пружинами такие как для обычной зубчатой передачи. Такие колѐса часто изготавливают из латуней ЛС59-1 (ГОСТ 15527-70) или полиамидов (ГОСТ 10589-87).

8.3 Конструирование деталей фрикционых передач

Диски фрикционных передач с жѐсткой связью изготавливаются из стали, бронзы, аллюминия, пластмасс, текстолита и резины. Из сталей используют марку ШХ15, имеющую твѐрдость HRC 60. Для повышения коэффициента трения применяют покрытые резиной металлические диски. Размеры диска выбирают из кинематического расчѐта и геометрии передачи. Максимальный диаметр большого диска , обычно D2 200 (мм). Для фрикционных передач с торцевым зацеплением возможно сочетание двух стальных дисков и бронзового, идвух стальных дисков и дисков из латуни. При этом часто толщина таких дисков b 1мм, и на практике применяют диски с толщиной 0,4 0,55 мм. Весьма благоприятно при конструировании фрикционных передач с жѐсткой связью сочтание двух дисков, изготовленных из металла и текстолита, из металла и гетинакса, при этом коэффициент трения таких дисков высок и очень стабилен. При выборе материала диска используют не только значение коэффициента трения, но также износостойкость и прочность, определяемую формулой: (65). Для фрикционных передач с гибкой связью, размеры дисков выбирают из кинематических расчѐтов. Такие передачи обеспечивают передаточное чисвло до 7 10 и обладают плавным ходом и имеют низкую стоимость. Передачи с низкой связью с зацеплением (зубоременные передачи) применяют там, где нужно строго обеспечить положение выходного звена при заданном перемещении выходного звена и получили широкое применение в современных принтерах струйного типа. Ремни для фрикционных передач по своей конструкции в поперечном сечении могут быть плоскими (рис. 15.а), клиновыми (рис. 15.б) и круглым (рис. 15.в). Наиболее проста в конструктивном отношении передача с плоским ремнѐм, в