книги из ГПНТБ / Ручные машины для монтажных и отделочных работ В. Н. Бармаш, Д. И. Левин, В. З. Фрейдберг.1960 - 41 Мб

мы, подбойники, прессы и другие устройства. На фиг. 15 схемати­ чески изображен пневматический цилиндр простого действия, яв­ ляющийся важнейшим элементом всех перечисленных механиз­ мов.

Стальной тонкостенный цилиндр 5 закрыт с обеих сторон ли­

тыми крышками 2 и 7. В крышках имеются отверстия 1 и 10.

Внутри цилиндра перемещается поршень 4, закрепленный на штоке 8, проходящем через направляющую втулку 9 крышки 7.

положение, подбирается таким образом, чтобы в начале хода оно составляло приблизительно 5% усилия рабочего хода, а в конце

В тех случаях, когда усилие обратного хода превышает 30% усилия прямого хода, следует применять цилиндры двойного

действия (фиг. 16).

Поршень в цилиндре двойного действия (фиг. 16) прямой и

обратный ход совершает под действием сжатого воздуха, кото­ рый при помощи распределительного крана, установленного на магистрали, подводится к соответствующему патрубку цилиндра. Второй патрубок в это время сообщается с атмосферой и отрабо­ танный воздух выходит из полости цилиндра.

Характеристика различных пневмодвигателей- Коэффициент полезного действия пневматических двигателей по их рабочему

циклу очень невелик. Как правило, он не превышает 4—5%. Объясняется это тем, что степень расширения воздуха в двига­ телях очень мала и зачастую рабочий процесс протекает при по­ стоянном давлении. Такое положение существует в шестеренча­

30

тых двигателях, почти полностью отсутствует расширение в поршне­ вых вращательных машинах, так как отсечка свежего воздуха про­ исходит очень поздно по ходу поршня, и большая часть его пути про­ ходит при неизменном давлении. Естественно, что при этом к мо­ менту выхлопа энергия воздуха оказывается израсходованной в очень малой степени и большая часть ее теряется безвозвратно.

Повышение к. п. д. за счет более ранней отсечки воздуха воз­ можно, но это приведет к снижению мощности двигателя, так как давление воздуха при расширении будет падать. Этим главным образом и объясняется низкий к. п. д. поршневых двигателей

ручных машин.

Роторные двигатели обладают более совершенным рабочим процессом, так как в них воздух расширяется по политропе, очень близкой к адиабате. Но общий к. п. д. их также не высок, так как на трение лопаток о стенки расходуется существенная часть мощности.

Наиболее совершенным с точки зрения использования энергии

сжатого воздуха являются турбины. Так как к. п. д. получается большим только при очень высоких скоростях, область примене­ ния воздушных турбин оказывается ограниченной, в основном,

высокоскоростными шлифовальными машинами.

Пневмомолотки являются своеобразными механизмами и пря­ мое сравнение их с двигателями того или иного типа затрудни­ тельно. Тем не менее общие особенности термодинамического про­ цесса поршневых двигателей характеризуют и работу молотка. Поз­ дняя отсечка и большой расход воздуха на работу распределитель­ ного устройства приводит к еще большему уменьшению к. п. д. по сравнению с другими машинами: к. п. д. молотков равен 2—2,5%

и очень часто не превышает 1,5% (у малых типоразмеров).

Для того чтобы иметь возможность ориентировочно судить

о мощности пневматической машины, полезно воспользоваться

удельным расходом воздуха.

Расход свободного воздуха (имеющего давление 1 ата) на 1 л. с. составляет 0,9—1,3 мА/мин. Более высокое значение удель­ ного расхода следует принимать тогда, когда мощность машины мала или известно, что термодинамический процесс несовершенен.

Малые значения принимаются для мощных машин и более совер­ шенных термодинамических, процессов.

При наличии нескольких ручных машин общий действитель­

ный расход воздуха получается умножением суммарного расхода на коэффициент одновременной работы А, значения которого

31

Расход воздуха в различных сопловых механизмах можно опре­ делить по табл. 5.

3.РЕДУКТОРЫ

Вручных машинах применяется либо прямая передача от дви­ гателя к инструменту, либо редуктор для снижения скорости

и др.). С точки зрения снижения веса машины обычно выгоднее использовать высокоскоростной двигатель с понижающей переда­ чей. Только в тех случаях, когда вес машины имеет второстепен­

ное значение (машина работает на опоре — колесах, лыжах и т. п.), а простота и дешевизна асинхронных короткозамкнутых двигателей (трехфазных и однофазных) и.меет особое значение, применяются повышающие передачи.

Наиболее распространены зубчатые передачи с цилиндриче­ скими и коническими колесами. Реже используется ременная и червячная передача.

Цилиндрическая зубчатая передача. В редукторах ручных

машин используются, как правило, косозубые колеса. Их'главное преимущество — плавность зацепления и малый шум в работе. Недостаток — наличие осевых сил, уменьшающих срок службы радиальных подшипников качения, используемых в качестве опор.

Тем не менее обеспечение срока службы подшипника не менее 3000 час. не является трудной задачей.

В ручных машинах применяются зубчатые колеса с нормаль­ ным модулем от 0,5 до 2,0 мм. Наименьшее число зубьев доходит до 6. При таком малом числе зубьев очень желательно применять

32

угловую или высотную коррекцию. Особенно эффективной яв­ ляется угловая коррекция, которая позволяет не только избежать

подрезания ножки зуба шестерни, но и увеличить контактную прочность и прочность зуба на изгиб.

При проектировании новых ручных машин применяются нор­ мальные модули 0,5; 0,8; 1,0; 1,5 мм. Сужение ряда модулей позволяет в значительной степени упростить производство ручных машин, в которых зубчатые передачи составляют важную часть конструкции.

Для геометрического расчета передачи необходимо определить

прежде всего общее передаточное число редуктора. Если оно превышает 5 (в расчете передаточное число принимается всегда

более единицы), то, как правило, приходится разбивать передачу на две ступени. Так как редуктор должен вписываться в контуры

Фиг. 17. Чертеж заготовки конического колеса.

двигателя, то разбивка общего передаточного числа редуктора

определяется размерами машины и главным образом диаметром двигателя. Задавшись передаточными числами и зная мощность,

передаваемую зацеплением, нетрудно найти модуль.

Конические зубчатые колеса в ручных машинах применяют

скосыми прямолинейными и круговыми зубьями. Последние на­ резаются резцовыми головками по методу обката. Метод нареза­ ния основан на использовании беззазорного зацепления заготовки

ссопряженным с ним воображаемым плоским колесом. Зубом последнего и являются резцы головки, находящиеся в рассматри­ ваемый момент во впадине заготовки.

Профиль зуба получается, как огибающая последовательных положений прямолинейного профиля резца.

Двойной двусторонний метод является основным при изготов­ лении конических колес мелких модулей (до 2,5 мм) в условиях крупносерийного и массового производства. При двойном двусто­ роннем методе вогнутая и выпуклая сторона зубьев как шестерни,

так и колеса нарезаются одновременно двусторонними резцовыми

головками и, как правило, из целой заготовки без предваритель­ ного нарезания. Резцовые головки имеют такой развод резцов, который обеспечивает получение требуемой толщины зубьев со­ прягаемых шестерни и колеса. Развод резцовой головки для наре­

зания шестерни и колеса одинаков.

Для того чтобы обеспечить при теоретических монтажных

установках правильное зацепление шестерни и колеса, нарезан­ ных двойным двусторонним методом, требуются заготовки особой

формы, несколько отличающейся от обычной (фиг. 17).

Несмотря на то, что этот метод дает менее благоприятную зону

касания и менее удовлетворительную форму зуба по сравнению- с другими методами нарезания конических зубчаток с круговыми зубьями, он все же обеспечивает для модулей до 1 мм первый класс точности, до 1,5 мм — второй класс, до 2,5 мм —

третий класс.

Шестерня и колесо, на­ резаемые двойным двусто­

ронним методом, могут пра­ вильно зацепляться тогда, когда углы спирали на во­

гнутой и выпуклой сторонах зубьев шестерни и колеса равны между собой. Для

выполнения этого условия изменяют углы ножек ше­ стерни и колеса на некото­

Фиг. 18. Схема измерения толщины зуба. рую величину. Это отличие-

характеризуется конусно­ стью зуба, которая определяется отношением суммы углов ножек

способом. Все передачи подвергаются высотной коррекции, кроме передач 1:1.

Тангенциальную коррекцию применять не рекомендуется. так как при этом развод резцов для нарезания шестерни не равен разводу резцов для нарезания колеса.

Величина радиального зазора сохраняет постоянное значение по всей длине зуба, что дает возможность делать больший радиус закругления у основания зуба. Для обеспечения постоянства радиального зазора по длине зуба образующая наружного конуса шестерни в зацеплении с колесом выполняется параллельной образующей внутреннего конуса колеса (и наоборот).

Зубчатые колеса с круговыми зубьями контролируются по. толщине зубомером, измерение которым производится в нормаль­ ном сечении п—п (фиг. 18). Толщину зуба можно также контро­ лировать величиной бокового зазора в паре при установке на тео­ ретических монтажных расстояниях. Боковой зазор в паре

контролируется на поверочно-обкатном станке. В рабочем чер­

34

теже необходимо указывать, какая сторона зуба рабочая — вогну­

условия работы передачи.

4. подшипники

Для ручных машин применяются главным образом подшип­ ники качения.

Они обеспечивают высокий к. п. д. передачи и позволяют по­ лучить неизменное положение осей и постоянную величину меж­ осевых расстояний.

Область применения подшипников качения ограничена числом оборотов до 18000—24000 в минуту. При более высоких скоростях вращения из-за больших динамических усилий работа подшипни­ ков качения становится ненадежной и, сопровождается сильным шумом. Только при высокой точности изготовления и монтажа и создания особых условий смазки удается применить подшипники качения для чисел оборотов 30 000—60 000 в минуту.

Для ручных машин применяются шариковые, роликовые и

игольчатые подшипники. Наиболее широко применяются шари­ ковые подшипники.

В отечественных конструкциях используются обычные ради­ альные шариковые подшипники, шариковые подшипники с одной

и двумя защитными шайбами. Реже применяются радиально­

Так как корпуса ручных машин обычно отливаются из алюминие­ вых сплавов, то, для того чтобы при ремонте (без замены под­ шипника) не изнашивалось гнездо корпуса, целесообразно давать подвижную посадку вала в подшипник, а наружное кольцо под­ шипника устанавливать в корпус с натягом. Такая посадка колец

шарикоподшипников (в корпусе Пп или Т„, на вал Дп) проверена на практике и широко применяется. Опоры вала электродвигате­

лей выполняются на шариковых подшипниках с двумя защитными шайбами.

Подшипники с двумя защитными шайбами проверены на опыте эксплуатации ряда отечественных ручных машин. Они уста­ новлены в качестве опор вала двигателя сверлильных машин

И-28А и И-38Б (рабочие числа оборотов 9—11 тыс. в минуту), ма­ шин И-74А и С-363 (12 тыс. в минуту) и т. д. Поэтому нужно счи­ тать, что использование подшипников с двумя защитными шайбами для опор быстро вращающихся валов вполне возможно. Так как внутреннее кольцо подшипника монтируется с посадкой Дл, то шейку вала рекомендуется цементовать или калить на твердость не ниже /?С = 40. Осевой компенсатор в конструкциях ЦКБ, как пра­ вило, не употребляется, а размерные цепи выбираются таким образом, чтобы обеспечить осевую игру смонтированного в ма­ шине вала в пределах 0,3—0,5 мм.

В немецких конструкциях, как уже указывалось, широко при­

меняются радиально-упорные подшипники. Как внутреннее, так и наружное кольца такого подшипника плотно сажается и в кор­ пус, и на вал. Для удержания необходимого количества смазки узел подшипника снабжается специальным маслоуплотнительным устройством, а один из двух подшипниковых узлов вала, кроме того, еще имеет винтовой или пружинный компенсатор. Наличие компенсатора осевого зазора при магнетных подшипниках совер­ шенно обязательно, так как только в этом случае они могут рабо­ тать надежно и без радиальной игры.

Расчет подшипников качения производится по известной фор­

муле

Cn = Q (п ■

где Сп — потребный коэффициент работоспособности; Q — приведенная радиальная нагрузка в кГ;

п — рабочее число оборотов в минуту; h—расчетная долговечность подшипников в часах.

Значение С„ не должно превышать каталожного значения коэффициента С для выбранного типоразмера подшипника. Од­ нако практикой установлено, что заданную долговечность можно

обеспечить и в том случае, когда Сп несколько превышает С. Приведенная нагрузка Q подсчитывается для каждого типа под­ шипников по формулам, имеющимся в каталоге Главподшипникосбыта [8] или в специальных справочниках [2].

Если при расчете подшипника необходимо выяснить, какую долговечность обеспечивает выбранный подшипник при заданных условиях (п, Q), то можно воспользоваться формулой

1

С\ о,з

Здесь С берется по каталогу.

5. ГИБКИЕ ВАЛЫ

Широко используемые в ручных машинах гибкие валы служат для передачи крутящего момента от двигателя к рабочей головке.

В ручных машинах применяются только проволочные гибкие валы.

Проволочный гибкий вал (фиг. 19) имеет стальной проволоч­

ный сердечник 1, на который плотно навито несколько слоев

стальной проволоки 2. Каждый слой состоит из нескольких прово­ лок одного диаметра, плотно прилегающих друг к другу. Направ­ ление витков в каждом слое противоположно предыдущему. Верх­

ний слой имеет левую навивку для валов правого вращения, а для

валов левого вращения — правую.

, Стальной проволочный сердечник в некоторых конструкциях удаляется в процессе изготовления вала. Число слоев и число проволок в каждом слое и диаметр их в разных слоях могут быть различными.

36

Для удобства работы с гибким валом, защиты его от повреж­ дений и загрязнений, а также для сохранения смазки он заключен в броню — гибкий рукав. Один из типов брони показан на фиг. 20. В ней имеется внутренняя спираль 1 из стальной ленты специаль­ ного профиля (или из стальной плющеной проволоки), являю­

щаяся опорой гибкого вала. В некоторых конструкциях спираль навивается вплотную, в других с большим зазором; в этом случае смазка вала сохраняется лучше, так как она, находясь между витками, постоянно поступает на трущиеся поверхности.

Фиг. 19. Конструкция гибкого вала:

1 — сердечник;2 — навивка.

Спираль брони навивается в направлении, противоположном

вращению вала (для вала правого вращения — навивка спирали левая), что также благоприятствует равномерному распределе­ нию смазки во время работы вала. Спираль вставлена в гибкий

Фиг. 20. Конструкция брони гибкого вала:

7 — внутренняя спираль; 2 — гибкий рукав; 3 — оплетка; 4 — резиновая оболочка с прокладками.

металлический рукав, который оплетается тонкой стальной оцинко­ ванной проволокой.

Для предохранения брони от растяжения поверх оплетки она покрывается резиной с хлопчатобумажными прокладками (число прокладок и толщина слоя резины могут быть различны) в зави­

симости от назначения вала. В других конструкциях броня гиб­

кого вала состоит только из гибкого рукава, из гибкого рукава с внутренней спиралью или гибкого рукава и оплетки. Кроме того, применяется броня, состоящая из резинового рукава, в котором помещена внутренняя спираль.

Для присоединения гибкого вала и брони к двигателю и к ра­ бочей головке служит концевая арматура, конструкция которой

37

различна. Наиболее распространенные конструкции концевой арматуры гибкого вала и брони показаны на фиг. 21.

На фиг. 21, а показана арматура, в которой наконечник вала вращается в наконечнике брони, являющемся рабочей рукояткой, на скользящих подшипниках; а на фиг. 21, б — в подшипниках ка­ чения. Этот тип арматуры имеет на конце шпинделя резьбу, на которую непосредственно устанавливается рабочий инструмент или она ввертывается в вал сменной головки.

Морзе для крепления инструмента или сменной головки. Арматура (фиг. 21, д) отличается тем, что наконечник вала

соединяется с валом сменной головки при помощи пазовой муфты,

а наконечник брони (являющийся рабочей рукояткой) вверты­ вается в корпус сменной головки.

Широкое распространение находит также обычная цанговая арматура.

В большинстве конструкций гибких валов опорой вала является

'броня; зазор между валом и броней выбирается в зависимости от диаметра вала, условий его работы и конструкции концевого наконечника вала. При высоких скоростях вращения вала (более

3000 об/мин) следует выбирать минимальный зазор. Во время работы вала он получает волнистые изгибы, а действующая цен­ тробежная сила прижимает его к броне. С увеличением зазора действие центробежной силы возрастает, а следовательно повы­ шается расход мощности и износ вала.

В некоторых случаях вал поддерживается подшипниками ка­ чения или скольжения с промежутками 80—150 мм. Такая кон­ струкция имеет небольшое распространение ввиду увеличения

диаметра брони и веса всего вала.

Величина допустимого передаваемого момента при определен­ ном числе оборотов гибкого вала указывается поставщиком. При выборе размера и конструкции гибкого вала необходимо учиты­ вать условия его работы: передаваемый момент, число оборотов, режим работы, радиусы изгиба и изменение их, длину гибкого вала, окружающую среду (влажность, температура и т. п.) и на­

правление вращения. При отсутствии опыта работы с гибкими валами необходимо все эти факторы согласовывать с заводомпоставщиком.

На основании данных испытания и эксплуатации гибких валов установлено, что: 1) радиус изгиба влияет на к. п. д. и срок службы ■гибкого вала; чем меньше радиус, тем ниже к. п. д. вала и тем меньше срок службы; 2) осевая нагрузка на гибкий вал по воз­ можности не допускается; 3) для тяжелых условий работы (кор­ родирующая среда, осевая нагрузка) требуется усиленная броня,

39