Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Детали машин и основы конструирования. Часть 1. Механические передачи. Учебное пособие для студентов, обучающихся по направлениям 35.03.06, 23.03.03,.pdf
Износостойкость – сопротивляемость детали изнашиванию:
≤
− механическому изнашиванию, т.е. истиранию неровностей,
имеющихся на сопряжённых поверхностях взаимно перемещающихся
деталей;
− изнашиванию в результате абразивного действия посторонних
твёрдых частиц (пыль, песок, грязь), попадающих между трущимися
поверхностями деталей;
− молекулярно-механическому изнашиванию, когда при высо-
ких скоростях и контактных давлениях создаются условия для выдавливания масл
яной плёнки из промежутка между трущимися поверхностями деталей и приваривания или молекулярного сцепления частиц
деталей с последующим отрывом при относительном их перемещении;
− коррозионно-механическому изнашиванию, когда продукты
коррозии, возникающие на трущихся поверхностях деталей, стираются
механическим путём.
Интенсивность износа зависит от скорости скольжения, коэффициента трения, свойств материала деталей. Все эти величины изменяются в п
роцессе работы, поэтому их определение в аналитической
форме не представляется возможным. Расчёты на износостойкость
в настоящее время являются недостаточно обоснованными, однако
в некоторых узких областях машиностроения эти расчёты действуют
на основе эмпирических данных, т.е. на основе эксперимента.
Теплостойкость – способность сохранять свои свойства при дей-
ствии высоких температур.
Увеличение температуры детали изменяет её размеры и свойства,
что приводит к уменьшению качества работы и в конечном итоге
к выходу из строя детали. Поэтому в необходимых случаях проводятся
тепловые расчёты.
Условие расчёта на теплостойкость
][tt
,
где t – температура машины, детали, смазывающей жидкости и т.п.;
[
t] – допускаемая температура нормальной работы.
Виброустойчивость – способность работать в нужном диапазоне
режимов без недопустимых колебаний. В связи с повышением скоростей машин явления колебаний становятся всё более опасными и поэтому расчёт на виброустойчивость всё более актуален.
11
С увеличением скорости движения звеньев увеличивается веро-
≤
ятность появления резонансных колебаний. В условиях резонанса возможны неточности и даже отказы в работе машин и механизмов.
Расчёты на виброустойчивость предполагают расчёт собственных и
вынужденных частот колебаний и определение резонансной частоты.
В этом случае условием нормальной работы машины или механизма
является
7,0 nn
,
кр
где n – число оборотов, мин-1 (вынужденная частота колебаний);
n
– критическая частота вращения вала при которой наступает
кр
резонанс (собственная частота, которая зависит от упругих свойств
вала), мин
–1
.
Коррозионностойкость – способность детали сопротивляться
коррозии. Коррозия является причиной преждевременного разрушения
многих конструкций. Коррозия особенно опасна для поверхностей
трения и деталей, работающих при переменных напряжениях.
12
2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
2.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В машиностроении применяют механические, электрические,
гидравлические и пневматические передачи.
В курсе «Детали машин и основы конструирования» рассматривают только механические передачи.
Механическими передачами называют механизмы, которые пре-
образуют параметры движения двигателя при передаче исполнительным органам машины (рис. 2.1).
Рис. 2.1. Схема механической передачи
Например, в паровой машине (рис. 2.2) тепловая энергия пара
преобразуется в прямолинейное движение штока поршня и далее
посредством шатунно-кривошипного механизма в непрерывновращательное движение маховика.
Рис. 2.2. Схема паровой машины:
1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – шток; 4 – ползун; 5 – станина; 6 – маховик;
7 – золотник; 8 – рычаг; 9 – шатун; 10 – коленчатый вал
13
Необходимость введения механических передач связана с решением следующих задач:
− согласование требуемых частот вращения исполнительных
органов машины с частотами вращения стандартных двигателей;
− регулировка скорости и увеличение крутящего момента;
− приведение в движение нескольких механизмов с различными
скоростями от одного двигателя;
− преобразование равномерного вращательного движения двига-
телей в необходимые виды движе
ния (возвратно-поступательные, вин-
товые и т.д.) с изменяющимися скоростями исполнительных органов.
Классификация механических передач. Механически передачи
по принципу работы разделяют на:
− передачи трением (фрикционные, ремённые);
− передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные, винтовые).
Все передачи трением имеют повышенную изнашиваемость рабочих поверхностей, так как в них неизбежно про
исходит проскальзы-
вание одного звена относительного другого.
Передачи трением и зацеплением разделяют по взаимному расположению валов (валы параллельные, пересекающиеся, скрещивающиеся), а также по характеру изменения передаточного числа (передаточное число постоянное, изменяющиеся ступенчато или бесступенчато).
Особенностью передач трением является наличие проскальзывания звеньев, что приводит к непостоянству передаточного числа.
В то же вр
емя в таких передачах ограничены передаваемые усилия,
благодаря чему машины предохраняются от поломок при перегрузках.
Передачи зацеплением обеспечивают постоянство передаточного
числа, но не обладают предохранительными свойствами.
Во всех передачах момент, подводимый к ведущему валу, является моментом движущих сил и его направление совпадает с направлением вращения вала; внешний момент на вед
омом валу является моментом сил полезных сопротивлений и его направление противоположно направлению вращения вала.
2.2. ХАРАКТЕРИСТИКИ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Особенности каждой механической передачи и её применение
определяются следующими характеристиками:
14
мощностью P
−
на входе и P2 на выходе, Вт;
1
− частотой вращения n1 на входе и n2 на выходе, мин–1, или
ηηη=η
ω
=
=
=
угловыми скоростями ω
и ω2, с–1.
1
Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для
проведения проектного расчёта любой передачи.
Дополнительными характеристиками являются:
−
коэффициент полезного действия (КПД)
P
2
;
=η
P
1
для многоступенчатой передачи, состоящей из нескольких отдельных
последовательно соединенных передач, общий КПД определяется как
...
,
n
21общ
где η1, η2, …, ηn – КПД каждой кинематической пары (зубчатой, червячной, ремённой и других передач, подшипников, муфт);
−
передаточное отношение, определяемое в направлении пото-
ка мощности,
n
1
1
=
const
При i > 1, причём
редуктор. При
i < 1, причём
i
или мультипликатор. При 1 <
i =
ω
и n1 > n2, передача понижающая, или
const
i
i < 1, var
.
n
2
2
и n1 < n2, передача повышающая,
i передача с плавным изме-
нением характеристик как в сторону понижения, так и повышения –
вариатор.
Отдельно можно отметить современную механическую коробку
передач как механизм, состоящий из двух механизмов: редуктора и
мультипликатора.
В курсе «Детали машин и основы конструирования» с понятием
передаточного отношения
числа
u; для редукторов i = u.
i также используется понятие передаточного
В механизмах передача мощности может осуществляться последовательно через несколько передаточных механизмов, каждый из которых изменяет скорость и соответственно вращающий момент. Такие
передачи называют многоступенчатыми, а каждый передаточный механизм – ступенью передачи. Если обозначить через
i
, i2, …, in – пере-
1
15
даточные числа каждой ступени, то общее передаточное число много-
=
ω
DTv
=
η
=
ступенчатой передачи
iiiu ...,,
.
n
21
Окружная скорость, м/с,
D
=
v
,
2
где D – диаметр колеса, шкива, барабана и др.
Окружная сила, Н,
P
F
t
2
==
.
При расчёте передач часто используют следующие зависимости
между различными параметрами: выражение мощности
окружную (тангенциальную) силу
шкива, барабана и др., например:
Вращающий момент, Н⋅м,
F
, и окружную скорость v, колеса,
t
vFP
.
t
DF
P
t
T
=
ω
.
=
2
P через
Связь между вращающими моментами T1 на входном и T2 выходном валах через передаточное отношение
потока мощности выражается в виде
12
i и КПД η в направлении
.
iTT
В настоящем курсе рассматриваются только наиболее распространённые из механических передач.
16
3. ЗУБЧАТЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
3.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В современном машиностроении наиболее распространённым типом
механических передач является зубчатая передача. Принцип действия
зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колёс. Меньшее
зубчатое колесо принято называть
Термин «зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и к колесу
(ГОСТ 16530–83). Параметрам шестерни приписывают нечётный индекс
(например, 1, 3, 5 и т.д.), параметрам колеса – чётный (2, 4, 6 и т.д.).
Классификация зубчатых передач. По взаимному расположе-
нию осей валов:
передачи с параллельными осями, которые выполняют
с цилиндрическими колёсами внешнего или внутреннего зацепления
(рис. 3.1
колёса (рис. 3.2);
а, б, в, г); передачи с пересекающими осями – конические
передачи с перекрещивающимися осями – цилиндри-
ческие винтовые (рис. 3.3) и конические гипоидные (рис. 3.4).
шестернёй, а большее – колесом.
а) б) в) г)
Рис. 3.2. Конические
Рис. 3.1. Зубчатая передача с параллельными осями:
а, б, в – внешнего зацепления; г – внутреннего зацепления
колёса
Рис. 3.3. Цилиндри-
ческие винтовые
Рис. 3.4. Конические
гипоидные
17
В зависимости от расположения зубьев на ободе колёс различают
передачи:
прямозубые (рис. 3.1, а), косозубые (рис. 3.1, б), шевронные
(рис. 3.1, в) и криволинейными зубьями (рис. 3.4).
В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные и круговые. Наиболее распространён эвольвентный профиль
зуба, предложенный Л. Эйлером в 1760 г. Эвольвентный профиль обладает рядом существенных технологических и эксплуатационных
преимуществ. Круговой профиль зуба предложен М. Л. Новиковым
в 1954 г. По сравнению с эвольвентным он позволяет по
высить
нагрузку передач.
Оценка и применение. Основные достоинства зубчатых передач
по сравнению с другими видами передач:
− высокая нагрузочная способность и малые габариты;
− большая долговечность и надёжность работы;
− высокий КПД;
− постоянство передаточного отношения;
− большой диапазон применения скоростей (до 150 м/с), мощно-
стей (до десятков тысяч кВт) и пер
едаточных отношений (до несколь-
ких сотен и даже тысяч).
− сравнительно малые нагрузки на валы и опоры.
К недостаткам зубчатых передач следует отнести:
− повышенные требования к точности изготовления;
− шум при высоких скоростях;
− высокая жёсткость.
Из перечисленных выше зубчатых передач наибольшее распространение получили цилиндрические прямозубые и косозубые передачи, как наиболее п
ростые в изготовлении и эксплуатации. Конические
и винтовые передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.
3.2. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКЕ
Основным кинематическим условием, которому должны удовлетворять профили зубьев, является постоянство мгновенного передаточного отношения передачи. Этому условию удовлетворяет эвольвентное
зацепление, нашедшее широчайшее применение в машиностроении.
Каждое эвольвентное зубчатое колесо можно нарезать так, чтобы
оно могло входить в зацепление с колёсами, имеющими любое число
18
зубьев. Эвольвентное зацепление малочувствительно к отклонениям межосевого расстояния. Эвольвентные зубчатые колёса могут нарезаться простым инструментом, имеющим
прямолинейный профиль зубьев, и они удобны для контроля. Эвольвентное зацепление
допускает так называемое корригирование или
улучшение профиля зубьев, т.е. использование
таких участков эвольвенты, которые обеспе-
Рис. 3.5. Эвольвента
чивают наилучшую работу.
Для получения эв
ольвенты представим себе катушку радиусом r0,
на которой намотана нерастяжимая нить. Возьмём конец нити и будем
её сматывать с катушки в натянутом состоянии (рис. 3.5). Кривая,
которую опишет конец нити, называется эвольвентой.
Эвольвенты можно получить и другим способом. Пусть имеем
неподвижную окружность радиусом
r
(рис. 3.6). Возьмём прямую NN
0
и будем её перекатывать без скольжения по этой окружности. Любая
точка
NN опишет кривую которая и будет эвольвентой. Окружность,
по которой перекатывается прямая, называется
основной, а прямая NN –
производящей прямой.
Эвольвента может быть построена по точкам, если учесть,
что для любой точки окружности
B
, B2, B3 и т.д.) длины отрезков
(
1
касательной
B3 A
= 3t0 и т.д. должны быть
3
B1 A = t
соответственно равны дугам
B, B3B и т.д.
B
2
0
; B
2 A2
= 2t0;
B1B,
Понятия и термины, относящиеся к геометрии и кинематике зубчатых передач, стандартизованы.
Общие понятия о параметрах зубчатых колёс и их взаимосвязи рассмотрим на примере
прямозубых колёс (рис. 3.7):
A1A
– линия зацепления
2
(общая касательная с основным
окружностям);
Рис. 3.6. Схема получения
эвольвенты
19
α
=
Рис. 3.7. Геометрические параметры зубчатого зацепления
g
– длина активной линии зацепления (отсекаемая окружностями
a
зубьев);
П – полюс зацепления (точка касания начальных окружностей и
одновременно точка пересечения линии центров
O1O
с линией зацеп-
2
ления);
z
и z2– число зубьев шестерни и колеса, соответственно;
1
p – делительный окружной шаг зубьев (расстояние между двумя
одноимёнными профилями соседних зубьев по делительной окружности);
p
– основной окружной шаг зубьев
b
cospp
b
;
α – угол главного профиля (равный углу профиля исходного кон-
тура), по ГОСТ 13755–81, α = 20°; α
– угол зацепления или угол про-
w
филя начальный
20