1427 / MU_po_KP

и его движение станет невозможным.

Если сдвигающая сила параллельна оси ползуна (рис.6.9), то движение

Рис. 6.9. Сдвигающая

сила параллельна оси ползуна

тяжести траверсы окажется в заштрихованной зоне самоторможения, то самопроизвольное сползание траверсы исключено.

Рис. 6.10 fпр = f 2la . Рис. 6.11 fпр = f 3la .

На рис. 6.10 показан поступательно движущийся или вращающийся стержень в двух коротких или в одной опоре с зазором (приработанная пара), а на рис. 6.11 то же без зазора (неприработанная пара) и даны значения приведенного коэффициента трения для этих случаев.

F =Q * fпр . Мтр =Qfпр d2, где f – коэффициент трения скольжения; d – диаметр стержня.

61

Для обеспечения плавности движения необходимо, чтобы силы, дви-

жущие ползун примерно в два раза превосходили силы трения и для выполнения этого требования при ориентировочных расчётах по определению угла а (рис.6.8) можно пользоваться формулой

Параметры направляющей для плавного движения по рис. 4.9 рекомендуется находить из условия

Особенности трения на наклонной плоскости рассмотрим на конкрет-

ном примере (рис.6.12). Тело 1 находится на наклонной плоскости под углом к горизонту а. Коэффициент трения между телом и плоскостью f. На тело действует сила тяжести F1. Требуется определить силу F2 , под действием которой тело начнёт двигаться вверх.

Рис. 6.12. Особенности трения на наклонной плоскости

Проведём нормаль n-n к наклонной плоскости и представим, что тело 1 теперь находится на горизонтальной поверхности. Для того, чтобы оно начало двигаться вниз под действием собственного веса, необходимо отклонить горизонт на угол трения b = argtgf . Проведем прямую под углом b к

нормали n-n. Графическое пересечение величины силы F1 c данной прямой определит направление и величину результирующей силы F, под действием которой тело начнёт двигаться вверх. Из полученного треугольника

Для перемещения тела вверх по наклонной плоскости горизонтально приложенной силой, необходимо силу тяжести тела умножить на тангенс угла наклона сложенного с углом трения. Данная схема пригодна для определения окружной силы в винтовых механизмах и для подавляющего количества клиновых механизмов, использующихся как домкраты или зажимные устройства.

Рис. 6.13. К задаче 6.1

Задача 6.1. Рассчитать момент, приложенный к винту 1 домкрата для подъема груза массой Q = 150 000Н. Резьба упорная 82*12; d1 = 64,2 мм;

62

d = 76 мм; шаг p = 12 мм; высота профиля витка h = 9 мм; коэффициент трения в резьбе f = 0,1; диаметр опорного торца винта d2 = 60мм; коэффициент трения на торце винта f1 = 0,12.

Решение. Требуемый момент Т складывается из момента на преодоление сил трения на торце винта - Т1 и момента на преодоление сил трения в резьбе - Т2. Т1 = 0,5*d2*f*Q = 0,5*0,06*0,12*150 000 = 54Нм.

Для определения момента Т2 согласно формуле 6.30 необходимо вычислить угол а (в нашем случае это угол подъёма резьбы) и угол b ( в нашем случае это угол трения в резьбе).

Угол подъёма резьбы:

Особенности трения в эксцентриковых механизмах рассмотрим на примере простейшего эксцентрикового зажима с круглым эксцен-

триком.

К недостаткам круглого эксцентрика (рис. 6.14) относится непостоянство угла а подъема его кривой, вследствие чего зажимающее усилие возрастает непропорционально углу поворота. Зажимающий ход круглого эксцентрика при повороте на 90° равен величине эксцентриситета е.

Рис. 6.14. Круглый эксцентрик

Круглые эксцентрики следует проектировать самотормозящимися во избежание отхода в процессе зажима. Это условие может быть соблюдено при правильном соотношении диаметра эксцентрика и эксцентриситета. Отношение диаметра D к эксцентриситету е является характеристикой эксцентрика. В зависимости от величины коэффициента трения характеристика может из-

β = 400, если f ≥ 0.1.

63

Величина силы зажима Q, развиваемого круглым эксцентриком, зависит с диаметра эксцентрика, угла подъема а (в момент зажима), величины момента на рукоятке и коэффициентов трения на участке зажима и на оси эксцентрика.

Рассматривая систему эксцентрика в статическом состоянии (при зажиме) получим равенство моментов:

где Q1 – сила, развиваемая эксцентриком под действием силы Р, приложенная к рукоятке, направленная перпендикулярно к прямой, опущенной из центра вращения к точке зажима.

M =Q[tg(a +ϕ1)+ tgϕ2 ]r ,

где r – расстояние от оси вращения до точки соприкосновения эксцентрика с зажимаемой поверхностью; R – радиус эксцентрика; β – угол поворота экс-

центрика при зажиме; tgϕ1 - и tgϕ2 - коэффициенты трения соответственно на зажимаемой поверхности и оси эксцентрика.

Рассмотрим простейшие примеры по учёту сил трения при движении механизмов.

Задача 6.2. Определить потери на трение при передвижении вагона по рельсовому пути (рис.6.15). Оси тележек смонтированы на подшипниках качения с внутренним диаметром d = 130мм. Диаметр колеса D = 950мм. Масса вагона с

64

грузом m = 60т. Коэффициент трения качения колеса по рельсу принять к=0,04см. Коэффициент трения в роликовых подшипниках принять f = 0,03.

Это и есть сила, необходимая для перемещения вагона.

Вернёмся к ранее решенной задаче по рис.5.8, где мы более упрощенно определяли силу перемещения вагона, и отметим, что получили практически одинаковый результат.

Рис. 6.15. К задаче 6.2

Следует иметь ввиду, что при трогании вагона с места, коэффициент трения качения для колес с ребордами на криволинейном участке пути принимается к = 0,15см и сила трения составит 3965Н. Это практически не отразится на результате решения задачи по рис. 5.8, поскольку гидроцилиндр в процессе движения выбирает упругие зазоры и двигатель, как правило, имеет полутора или двукратный пусковой момент. А вот в решении нашей задачи следует принимать тот или иной результат в зависимости от того какой мы выберем привод для перемещения вагона.

h

1 а

2

65

Решение. Осевая сила " Р" пружины на полумуфту создаёт окружную силу PT = P tqa. Максимальный крутящий момент, передаваемый

угол трения на кулачках муфты; Kn = (0,8 - 0,9) - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по кулачкам муфты.

T≤ 400(* 00,2* 0,850 )= 75.3Hм .

2tg 30 −5,7

6.3.Конструирование направляющих для движения механизмов

При конструировании машины, состоящей из нескольких механизмов и совершающих в процессе работы перемещение относительно друг друга, зачастую необходимо разработать конструкцию направляющих движения, по которым выполняется это перемещение. Ошибки при выборе конструкции и параметров направляющих довольно часто приводят к резкому снижению КПД машины, а иногда к заклиниванию механизмов и выходу машины из строя.

По форме исполнения направляющие условно можно разделить на – цилиндрические и плоские; по направлению движения механизмов на – направляющие возвратно-поступательного движения и кругового движения; по виду трения на – направляющие скольжения и качения. По режиму трения это, как правило, граничное, полусухое и сухое виды трения.

Форма наиболее распространённых плоских направляющих скольжения для возвратно-поступательного движения и ориентировочные пределы их размеры представлены в табл. 6.3; 6.4; 6.5. Преимущественно в машинах применяют по две направляющие (двойные направляющие), а в тяжёлых машинах и более сложные направляющие. При нормальных требованиях к точности следует применять прямоугольные направляющие как наиболее простые в изготовлении. Недостатком их является сложная регулировка зазоров. Когда необходима повышенная точность, применяют треугольные направляющие, в которых происходит некоторое саморегулирование зазоров под действием веса салазок и нагрузок, прижимающих салазки к направляющим. При равномерном износе граней – перемещение салазок в поперечном направлении исключаются. Если на салазки действуют вертикальные и боковые нагрузки переменного направления, и мы имеем стеснённые габариты самой машины, то применяют направляющие с поперечным сечением типа «ласточкин хвост». При использовании данных направляющих обязательна регулировка зазоров в двух плоскостях.

Направляющие могут быть выполнены за одно целое со станиной машины, но как правило, в машинах индивидуального и мелкосерийного исполнения их делают привёртными, что позволяет снизить требования к материалу станин, удешевить ремонт направляющих и увеличить срок их службы.

68

При установке салазок на две направляющие, одну обычно выполняют треугольным профилем и она является основной, определяющей направление перемещения, а вторую прямоугольной, которая служит просто опорой. В таком исполнении процесс регулировки зазоров упрощается. Направляющие в точных машинах и направляющие, подверженные значительному износу или действию переменной нагрузки требуют регулировки в двух плоскостях.

Способы регулировки зазоров в направляющих показаны на рис. 6.19.

Рис. 6.3.2. Направляющие типа «ласточкин хвост» (к таблице 6.3.2)

Таблица 6.3.2

Рекомендуемые размеры (в мм) направляющих типа «ласточкин хвост

69

При использовании двойных направляющих и направляющих типа «ласточкин хвост» необходимо обеспечить правильное соотношение длины направляющих и расстояния между ними. Недостаточная длина направляющих приводит в случае внецентренной нагрузки продольного перемещения к резкому увеличению давления в местах контакта, а иногда и к заклиниванию механизма. Для подвижных направляющих минимальную их длину следует принимать 1,5 от ширины. Высота направляющих определяет устойчивое положение салазок и также зависит от их ширины. Рекомендуемые значения высоты направляющих в зависимости от расстояния между ними приведены в табл. 6.3.3.

Рис. 6.3.3. Типы направляющих (к таблице 6.3.3)

Таблица 6.3.3

Типы направляющих

70