- •Основные понятия и определения
- •1. Классификация узлов и деталей
- •2. Механические свойства конструкционных материалов
- •Предельные состояния и критерии
- •4. Требования к деталям
- •4.1. Требования к деталям по критериям общей и метрологической работоспособности
- •Виды отказов объектов
- •Показатели надежности неремонтируемых объектов
- •Возможные модели процессов развития отказов
- •Лабораторные испытания на повреждающую нагрузку.
- •Назначение норм долговечности
- •5. Особенности деталей приборов
- •5. 1. Особенности деталей приборов
- •5.1. Валы, опоры и направляющие
- •1. Муфты приводов
- •1.1. Назначение муфт, применяемых в машинах
- •1.2. Муфты, постоянно соединяющие валы
- •1.3. Муфты сцепные управляемые
- •1.4. Муфты сцепные самоуправляемые
- •5.6. Корпусные детали
- •5.7. Детали вспомогательных устройств
- •5.8. Детали отсчетных и кодирующих устройств
- •5.9. Детали электрических контактов, разъемов и переключателей
- •6. Расчеты элементов механизмов на прочность,
- •Прочность Концепция комплексного расчета механизмов: от расчетной схемы - до вопросов прочности
- •Содержание
- •1.1 Основы концепции комплексного расчета
- •2. Исследование кривошипно-шатунного
- •2.2.2. Расчет с использованием понятий темы "Кинематика
- •2.2.3. Анализ полученных результатов.
- •2.3.2. Уравновешивание
- •2.4. Прочностной расчет элементов механизма.
- •2.4.1. Прочностной расчет кривошипного вала.
- •7. Механизмы: типовые конструкции и методы механической регулировки (на примере электромеханических приборов)
- •8. Взаимозаменяемость деталей и технические измерения (2 часа) [о.-л.3(с.195-204)]
- •8.1. Основы взаимозаменяемости и элементы теории точности детали приборов
- •8. Взаимозаменяемость деталей и узлов и технические измерения
- •8.1. Основы теории расчета допусков
- •8.2. Расчет производственных допусков в рэа
- •Методика
- •Содержание
- •1. Понятие о взаимозаменяемости и ее видах.
- •2. Функциональная взаимозаменяемость.
- •2.1. Исходные положения, используемые при конструировании изделий.
- •Влияние зазора (функциональный параметр) в сопряжении поршень-цилиндр на эксплуатационные показатели компрессора 2ав-8(31).
- •2.2. Исходные положения, используемые при производстве изделий.
- •2.2.1. Запасные части и контроль изделий в процессе эксплуатации.
- •Литература:
- •8. 4. Технические измерения
- •8.2. Технические измерения
- •9.1. Об основах конструирования приборов
- •9.2. Основы проектирования приборов
- •Основные виды зубчатых механизмов
- •Модули зубчатых и червячных колес
- •9.3. Качество и надежность
- •10. Технические измерения
- •Модель измерения
- •Основные постулаты метрологии
- •В качестве истинного значения при многократных измерениях параметра выступает
- •Качество измерений
- •Kосвенные измерения
- •9. Основы конструирования приборов
- •9.1. Этапы проектирования и принципы конструирования
- •9. 1.1. Этапы и конструирование
- •Стадии конструирования деталей, узлов и приборов
- •9.1.1. Конструирование современных электромеханических систем
- •3. Компьютеров
- •9.2. Создание и конструирование средств измерений - приборов
- •Алгоритм создания приборов
- •Гистограмма статической обработки материалов при конструировании приборов
- •9.6. Комплексные исследования эксплуатации приборов
- •Средние коэффициенты использования
- •Алгоритм
- •9.3. Создание конструкторской документации
- •9.5. Примеры приборов для конструирования
- •Параметрическая оптимизация им
- •Вероятный анализ с учётом допусков на параметры
- •Отсутствует страница 9.
- •Противодействующий момент – м
- •Измерительные приборы завода "Мегомметр". Трансформаторы тока т-0,66.
- •Измерительные приборы завода "Мегомметр". Омметр м41070/1.
- •Измерительные приборы завода "Мегомметр". Омметр щитовой м419 (замена омметра м143).
- •Измерительные приборы завода "Мегомметр". Микроомметр ф4104-м1 Исполнение прибора ф4104 – брызговлагозащищенное
- •Измерительные приборы завода "Мегомметр". Мегаомметры эс0202/1г, эс0202/2г
- •Назначение аппарата
- •Сущность метода работы аппарата атв - 1м
- •Технические данные и свойства аппарата
- •Конструкция атв - 1м
- •Расположение и назначение органов управления
- •9.6. Пример аспектов конструирования и модернизации приборов
- •9. Основы конструирования
- •9.6. Эксплуатация, ремонт и поверка сконструированных си
- •Список используемой литературы
- •Приложения узлы приборов – примеры выполнения сборочных чертежей
9.1. Об основах конструирования приборов
Конструирование деталей и узлов с данной целевой функцией важнейший этап структурно-кинематического и конструкторско-технологического уровней.
Методы автоматизированного (интеллектуального) конструирования. Методы оптимизации сборки узлов приборов с помощью ПЭВМ. Примеры и задачи.
Характеристики конструктивного качества и экономической эффективности конструкции ИП. Расчет общей и метрологической надежности деталей, входящих в механизмы ИП.
Единая система конструкторской документации - ЕСКД. Виды изделий, стадии разработки и проектирования, этапы работ. Порядок проведения научно исследовательских работ - НИР, опытно-конструкторских
работ - ОКР.
Единая система технологической документации - ЕСТД, основные положения.
Примеры и задачи.
Вопросы для самопроверки
1. Целевая функция конструирования ИП?
2. Как можно использовать компьютер для конструирования ИП?
3. В каких системах можно конструировать на компьютере?
РАСЧЕТЫ ПРИ КОНСТРУИРОВАНИИ ПРИБОРОВ (8 часов) [ О. – Л. 3 (с. 84-94)]
ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТА
9.2. Основы проектирования приборов
О проектировании современных детали приборов на основе достижений электроники, кибернетики автомеханического регулирования и управления. Роль методов автоматизированного проектирования при создании конструкций оптимальных детали приборов и приборов. [О. - Л. 21 (с. )].
Структурный и конструкторско-технологический уровни проектирования.
Методы автоматизированного конструирования и оптимизации приборов с помощью ПЭВМ. Единая система программной документации – ЕСПД.
Общие сведения. Оформление, содержание и правила выполнения программных документов.
Характеристики конструктивного качества и экономической эффективности конструкции. Расчет надежности приборов. Перспективы развития современных систем полного автоматического проектирования (проектирование – изготовление-эксплуатация)[ О. - Л. 3 (с. 249-358)].
Вопросы для самопроверки
1. Какие направления конструирования ИП Вы изучили ?
2. Как можно использовать компьютер для конструирования?
3. Какие приборы Вы хотите конструировать?
Функции передаточных механизмов в приборах. Основные требования к конструкциям передаточных механизмов.
Большинство современных приборов представляет собой сложные комплексы, в которых сочетаются электрические, пневматические, оптические и другие измерительные цепи с механическими цепями или передаточными механизмами. От качества механизма в значительной степени зависит и качество всего измерительного комплекса.
Если основное назначение механизма в машине состоит в передаче энергии от двигателя к рабочему органу с одновременным преобразованием скоростей движения звеньев, то в измерительных устройствах приборов передаточные механизмы выполняют:
преобразование принятого электрического (пневматического, гидравлического и т. д.) сигнала в движение механизма и передачу его на исполнительный орган;
преобразование измеряемых характеристик механического сигнала (перемещения скорости, ускорения) в соответствующий электрический или иной сигнал;
математические операции (суммирование, логарифмирование, дифференцирование и т. д.);
ряд эксплуатационных операций (включение или выключение системы, переключение диапазонов, осуществление ручной или автоматической настройки, осуществление дистанционирования при управлении измерительной системой и др.).
К конструкциям передаточных механизмов предъявляют следующие требования:
заданной точности преобразования движения по известной функциональной зависимости;
достаточной прочности и жесткости элементов механизма при передаче усилий или моментов;
простоты и надежности регулировки, высокого КПД, малой чувствительности к температурным изменениям и вибрациям;
технологичности конструкции, минимальных габаритных размеров и массы, наименьшей стоимости изготовления.
При разработке конструкции передаточного механизма необходимо иметь в виду, что выполнение всех перечисленных выше требований затруднительно, так как некоторые из них могут противоречить друг другу. Например, повышение точностных характеристик всегда приводит к увеличению стоимости изготовления;
повышение прочности и жесткости отдельных звеньев приводит к увеличению габаритов и массы; нечувствительность к температурным изменениям достигается за счет введения специальных компенсационных узлов, что безусловно усложняет механизм и т. д.
Разработка оптимальных вариантов конструкций передаточных механизмов может быть выполнена только применительно к конкретной задаче с учетом условий изготовления и эксплуатации прибора.
Анализ всего многообразия реальных передаточных механизмов, приборов и установок показывает, что их механические цепи состоят из первичных, как правило, трех- или четырехзвенных механизмов, соединенных между собой.
На рис. 43, а показано наиболее распространенное последовательное соединение п первичных механизмов, с характеристиками ух = ух (х); уъ = уг (уг) ... уп (уп — 1) и передаточными отношениями U1,0 ; U2,1 ; ... ; Un, (n – 1) , а для всей цепи
На рис. 43, б показано параллельное соединение первичных механизмов с характеристиками ух — ух (х); уг — уг (х) ... уп = уп (х) и передаточными отношениями U1,0, U2,0; U30, ..., Un, 0, а для всей цепи
На рис. 43, б показано встречно-параллельное соединение двух механизмов с характеристиками у = у (хх) и х2 = х2 (у) и передаточными отношениями Uy хl , и
Uх2, y, а для всей двухэлементной ячейки
На практике часто встречаются так называемые многопоточные механизмы, в которых на каком-то этапе преобразования движения появляется несколько ветвей, не связанных между собой на конце и имеющих самостоятельные выходы (рис. 44). Анализ в этом случае проводится независимо по каждой ветви с использованием формул (28)—(30).
Классификация элементарных передаточных механизмов
Все элементарные передаточные механизмы можно классифицировать по ряду признаков, например по конструктивному выполнению, кинематическим и динамическим параметрам, точности и т. д.
Наиболее важными из этих признаком являются конструктивный и кинематический. По конструктивному признаку все передаточные механизмы могут быть разделены на восемь групп (рис. 45). В свою очередь, все группы, кроме одной (винтовые механизмы), подразделяются на подгруппы.
Передаточные механизмы можно также классифицировать по виду преобразования движения и по преобразованию скорости.
По виду преобразования движений:
а) вращательного во вращательное (зубчатые: колесо—триб, сектор—триб; червячные, кулачковые с качающимся роликом и т. д.);
б) вращательного в поступательное (кривошипно-шатунные, зубчатые—триб—рейка, винтовые, дисковые кулачковые с поступательно движущимся толкателем и т. д.);
в) поступательного во вращательное (синусные и тангенсные, зубчатые—рейка-триб, и т. д.);
г) поступательного в поступательное (двойные синусные или тангенсные).
По преобразованию скорости движения:
а) с постоянным отношением скоростей (зубчатые, фрикционные, червячные и т. д.);
Характерная особенность механизмов с переменным отношением скоростей состоит в том, что одно из звеньев (ведущее или ведомое) находится в равномерном движении, в то время как скорость движения другого звена может подчиняться любому более сложному заданному закону (например, механизмы синусные и тангенсные, поводковые, кривошипно-шатунные; кулачковые и т. д.). К этой же группе относятся механизмы прерывистого движения, у которых равномерное движение ведущего звена преобразуется в пульсирующее (с остановками) движение ведомого (мальтийские и храповые механизмы).
Рычажные механизмы
В рычажных механизмах для преобразования движения используют один или несколько равноплечих или неравноплечих рычагов, В рычажных системах передаточное отношение может оставаться постоянным или изменяться по определенному закону.
Примером механизма с постоянным передаточным отношением является двойной синусный или тангенсный механизмы. Механизмы с переменным передаточным отношением встречаются чаще первичных и отличаются конструктивными особенностями.
Точность рычажного механизма зависит от погрешности передаточного отношения, которая, в свою очередь, определяется погрешностью изготовления элементов передачи, жесткостью системы, погрешностями от изменения температуры и погрешностями, возникающими за счет действия сил трения.
Синусные механизмы (рис. 46) служат для преобразования поступательного движения во вращательное и состоят из толкателя 1, движущегося поступательно, и рычага 2 со сферическим наконечником радиуса r, находящегося в колебательном движении. Ведущим звеном может являться как толкатель, так и рычаг.
Определим характеристику и передаточное отношение синусного механизма, т. е, зависимость между перемещением толкателя h и углом поворота рычага l на угол α:
Как видно из этого уравнения, характеристика синусного механизма не зависит от радиуса сферического наконечника рычага.
П ередаточное отношение механизма для случая, когда ведущим является толкатель, найдем дифференцированием:
Величина передаточного отношения не остается постоянной. Его мгновенное значение определяется положением звеньев механизма (углом поворота а). Минимальное значение U2,1min соответствует положению механизма, при котором α = α0 :
U2,1min = .
Изменение мгновенного передаточного отношения при повороте рычага определяют с помощью выражения
Подставляя в последнее выражение значения U2,1 и U2,1min , имеем
Кривые изменения δU2,1 в зависимости от α и α, показаны на рис. 47. Как видно из графика, начальное положение рычага необходимо выбирать такое, чтобы . Например, при угле поворота синусного механизма атях = 30°, когда α0 = 0, изменение передаточного отношения достигает 16%, а при повороте механизма на тот же угол атях = 30°, при α0 = 15° величина δU2,1 не превышает 4%.
Синусные механизмы применяют в сильфонных манометрах, центробежных тахометрах, электроконтактных датчиках, автоматических и счетно-решающих устройствах.
Тангенсные механизмы применяют для тех же целей, что в синусные. В отличие от последних, в которых точка контакта при работе механизма перемещается по плоской поверхности толкателя, в тангенсных механизмах она скользит по рабочей поверхности рычага.
На рис. 48, а показана схема тангенсного механизма, характеристика которого определяется следующей зависимостью:
Передаточное отношение тангенсного механизма для случая, когда ведущим является толкатель:
Максимальное значение U2,max соответствует положению механизма, при котором а = а0:
Найдем изменение мгновенного передаточного отношения тангенсного механизма при повороте рычага:
Двойные тангенсные механизмы. На рис. 48, б показана схема рычажного механизма, представляющего собой комбинацию двух тангенсных механизмов. Он состоит из рычага 2, передающего движение от ведущего толкателя 3 к ведомому толкателю 1. Передаточное отношение для любого положения рычага остается постоянным:
Погрешность передаточного отношения для механизмов этого типа не зависит от температурных изменений, так как при изменении плеч рычагов их отношение остается постоянным и будет определяться изгибом рычагов и ошибками изготовления плеч l1 и l2 .
В реальной конструкции рычажного механизма стержни, соприкасающиеся с рычагом, обычно имеют сферический наконечник. При повороте рычага на угол а (рис. 48, в) точка касания смещается. В результате передаточное отношение изменяется. Пусть вначале рычаг находится в горизонтальном положении и его передаточное отношение U0 = l2/l1. При повороте рычага на угол α точки касания стержней и рычага сместятся на величины Δl1 и Δl2.
Передаточное отношение
Подставляя в последнее выражение
получим
Изменение передаточного отношения
В рассматриваемом случае уменьшение ошибки переда точного отношения достигается уменьшением радиусов r1 и r2 и углы поворота рычага а. Поэтому применяют ножевые опоры, которое имеют малый радиус закругления порядка 0,5—5 мкм.
Постоянство передаточного отношения рычажного механизма при использовании сферических наконечников сравнительно больших радиусов достигается их расположением, как показано на рис. 48, в. При этом передаточное отношение и его погрешность равны погрешности передаточного отношения δU2,1 при условии, если l1r2 = l2r1 .
Таким образом, конструктивная погрешность передаточного отношения равна нулю, когда радиусы сферических наконечников пропорциональны длинам плеч рычагов.
Кривошипно-шатунные механизмы
Кривошипно-шатунные механизмы являются наиболее распространенными механизмами, применяемыми в машинах и приборах для преобразования поступательного движения во вращательное или вращательного движения в поступательное.
На рис. 49 показаны схемы кривошипно-шатунного механизма, состоящего из кривошипа ОА, шатуна АВ и ползушки В. В этом механизме ведущим звеном может являться как кривошип, так и ползушка.
Если центр вращения кривошипа О лежит на оси ползушки В, то такой механизм называют простым или аксиальным (рис. 49, а), для которого характеристика может быть найдена проектированием звеньев на координатные оси.
При проектировании звеньев на ось ох имеем
где h — перемещение ползушки. При проектировании на оси оу
Решая полученные уравнения совместно, находим характеристику механизма
Передаточное отношение механизма, у которого ведущим звеном является кривошип, находим по формуле
где
Если же ведущим звеном является ползушка В, то
Из уравнения следует, что передаточное отношение кривошипно-шатунного механизма непостоянно и зависит от отношения длин кривошипа и шатуна, а также угла поворота ведущего звена а.
Передаточное отношение для принятого начального положения механизма ОА0В0 при α = 0 Uα=0 = α
Тогда относительное изменение передаточного отношения
Н а рис. 50 показаны кривые изменения δU в зависимости от а при различных значениях k. Из графика видно, что изменение δU для кривошипно-шатунных механизмов весьма значительно и достигает 20—25% при угле поворота ведущего звена α = 40°. Поэтому в передаточных механизмах точных приборов изменение передаточного отношения кривошипно-шатунного механизма должно учитываться при выборе чувствительного элемента и расчете шкалы. Если в передаточном механизме прибора передаточное отношение должно быть постоянным, то при использовании кривошипно-шатунного механизма его рабочий угол поворота может быть определен из графика по допустимой величине δU.
Из анализа последнего уравнения следует, что с уменьшением k рабочий угол механизма увеличивается, поэтому на практике значения k выбирают не более 1/5—1/3. Если принять k < 1/3, то передаточное отношение механизма может быть определено с достаточной для практических расчетов точностью по приближенной формуле
В приборах часто применяются дезаксиальные кривошипно-шатунные механизмы, в которых ось вращения кривошипа О смещена относительно оси ползушки В на величину d, называемую дезаксиалом (рис. 49, б).
Характеристика дезаксиального механизма может быть найдена аналогично аксиальному кривошипно-шатунному механизму и имеет следующий вид:
тогда передаточное отношение
где
Во многих дезаксиальных кривошипно-шатунных механизмах для уменьшения изменения δU величину дезаксиала выбирают равной длине кривошипа, т. е. т = 1.
Принимая значения k =1/3 и m =1 передаточное отношение
для этого механизма можно определить по следующей приближенной формуле:
Кривошипно-шатунные механизмы применяют во многих приборах, где чувствительными элементами являются манометрические трубки, мембраны, сильфоны и другие упругие элементы.
На рис. 51 показана схема центробежного тахометра, в котором в качестве чувствительного элемента использована кольцевая масса 8. Вращение рабочей оси 13 через зубчатую передачу 12 передается на ось. 9 чувствительного элемента и вызывает поворот кольцевой массы 8 вокруг оси // на угол Щ, величина которого пропорциональна числу оборотов. Противодействующий момент в тахометре создается спиральной пружиной 10. Поворот кольцевой массы 8 с помощью дезаксиального кривошипно-шатунного механизма, в котором кривошипом служит кольцо (размером а), а ш атуном — тяга. 7 (размер b), преобразуется в поступательное движение ползушки 6. Последовательно с кривошипно-шатунным механизмом соединены механизмы: синусный 6, 9 и зубчатый 4, преобразующие поступательное перемещение ползушки во вращательное движение стрелки 2 относительно шкалы /. Для обеспечения силового замыкания звеньев механизма служит волосок 3.
Кулисные механизмы.
Кулисные механизмы применяют в приборах и машинах для передачи вращательного движения с одной оси на другую с преобразованием закона движения.
Кулисный механизм (рис. 52, а) состоит из кулисы 3 и рычага 2, несущего на конце ползушку 1, которая скользит в прорези кулисы. Проектируя звенья на ось 00', после преобразований получим характеристику механизма
Е сли ведущим является рычаг 2 и k = , то передаточное отношение U1,2 = = .
Н а графике (рис. 52, б) показано изменение передаточного отношения для различных значений k. при k = 1 передаточное отношение постоянно и равно 0,5.
: Передаточное отношение в кулисном механизме можно считать практически постоянным при углах поворота рычага в пределах ±45º. При проектировании передаточных механизмов с переменным передаточным отношением необходимый закон изменения U получают подбором отношения d/r и выбором рабочего угла поворота α.
Шарнирные четырехзвенные механизмы. Шарнирные четырехзвенные механизмы применяют в приборах и различных узлах машин для преобразования вращательного движения ведущего звена — кривошипа ОА в колебательное движение ведомого звена — коромысла или балансира О'В (рис. 53). Связь между Ведущим и ведомым звеньями осуществляется шатуном АВ, находящимся в плоскопараллельном движении относительно неподвижной стойки.
На рис. 54 показаны разновидности четырехзвенных механизмов.
Для передачи вращательного движения с оси О на ось О'' с постоянным передаточным отношением служит шарнирный параллелограмм (рис. 54, а). Направление вращения может быть изменено с помощью «обратного» параллелограмма (рис. 54, б). Условия нормальной работы этих механизмов: l = d и r1 = r2.
Найдем характеристику β = f(α) шарнирного четырехзвенного механизма, изображенного на рис. 55.
Из треугольников О'АО и О'В А соответственно имеем γ = arcsin и δ = arccos .
К ак видно из рис. 55, β = γ + δ, поэтому характеристика
механизма имеет вид
(31)
где (из треугольника О'АО).
Передаточное отношение механизма U = может быть
получено дифференцированием выражения. Учитывая трудоемкость математических преобразований, возникающих в процессе дифференцирования, рассмотрим метод определения передаточного отношения с помощью мгновенного центра скоростей (МЦС). Для этой цели выразим передаточное отношение через отношение линейных скоростей точек А и В:
МЦС для шатуна АВ находится в точке М, поэтому, заменяя отношение линейных скоростей отношением расстояний от точек А и В до МЦС,
получим
Из треугольника МОО' имеем
а так как
и
то, подставляя значения ВМ и AM в выражения для U2,1 после преобразований получим
- (32)
Рассмотренный метод определения передаточного отношения через МЦС является универсальным и может быть применен при исследовании различных передаточных механизмов приборов.
Из уравнений (31) и (32) видно, что передаточное отношение зависит от большого числа различных геометрических параметров (длины кривошипа, балансира, шатуна и базового размера), поэтому дать общие рекомендации по выбору размеров отдельных звеньев механизма затруднительно.
П оводковые механизмы относятся к пространственным механизмам. Их применяют в различных измерительных приборах для преобразования вращательного движения ведущего звена во вращательное движение ведомого звена. Последнее находится под определенным углом к ведущему звену.
В поводковом механизме (рис. 56, а) движение с ведущего вала 1 передается на ведомый вал 2 с помощью поводков 3 и 4, представляющих собой стержни одного диаметра, оси которых либо перпендикулярны к осям валов 1 и 2, либо одна из осей
(чаще ось ведущего поводка) наклонена под углом γ ≠ 90°. Точки пересечения А и В осей поводков с осями соответствующих валов находятся на расстояниях а и Ь от точки пересечения осей валов О. При повороте ведущего вала 1 на угол а ведомый вал 2 поворачивается на угол β, в общем случае не равный углу α. Характеристика поводкового механизма имеет вид
Тогда передаточное отношение механизма
Передаточное отношение не является величиной постоянной и зависит от ряда параметров механизма. К их числу относятся: угол поворота ведущего поводка α, отношение длин поводков b/а, угол наклона оси ведущего поводка γ.
На рис. 56, б приведены кривые зависимости передаточного отношения от этих параметров. Из графиков видно, что передаточное отношение резко изменяется с увеличением отношения b/а.
В зависимости от угла наклона у можно выделить два семейства кривых, соответствующих значениям γ > 90° и γ < 90°. Семейство кривых при γ < 90° может быть использовано при проектировании поводковых передач в приборах с постоянным значением U, а семейство кривых при γ> 90° — в приборах с переменным U для получения необходимой характеристики шкалы.
Поводковые механизма благодаря простоте изготовления применяют в приборах, заменяя зубчатые механизмы с коническими колесами при ограниченных углах поворота. Несмотря на наличие трения скольжения в точке контакта поводков, КПД этих механизмов достаточно высок и достигает 92—96%.
Винтовые механизмы
В винтовых механизмах используют винтовые кинематические пары 5-го класса. Они обычно служат для преобразования вращательного движения в поступательное с весьма значительным уменьшением скорости.
Основными деталями винтового механизма являются: цилиндр с наружной резьбой (винт) и кольцо с внутренней резьбой (гайка). Ш зависимости от характера движения винта и гайки механизмы подразделяют на 4 группы:
с вращающейся гайкой и поступательно движущимся винтом (рис. 57, а);
с вращающимся винтом и поступательно движущейся гайкой (рис, 57, б);
с неподвижным винтом и гайкой, находящейся в винтовом движении (рис. 57, в);
с неподвижной гайкой и винтом, находящимся в винтовом движении (рис. 57, г).
П о назначению винтовые механизмы разделяют на силовые и кинематические. Силовые механизмы предназначены для значительных нагрузок. Они должны иметь высокий КПД и достаточную прочность элементов передачи — резьбы. Кинематические механизмы применяют для точных перемещений узлов приборов и регулирования взаимного расположения деталей. Кинематические механизмы должны иметь достаточную точность преобразования движения, отсутствие «мертвых» ходов за счет зазоров в резьбах, т. е. минимальные накопленную и циклическую погрешности.
В винтовых механизмах применяют следующие виды резьб.
Резьбу метрическую применяют для крепежных деталей кинематических винтовых механизмов; она, как правило, имеет одну нитку или один
заход (рис. 58). Основные параметры метрической резьбы: d—наружный диаметр;
S—шаг резьбы; Н— теоретическая высота резьбы, определяется из соотношения (Н = 0,8665); h — рабочая высота резьбы
d8 — средний диаметр резьбы d1 — внутренний диаметр резьбы а — угол профиля (для всех метрических резьб а = 60°).
По ГОСТу резьба с одним наружным диаметром может иметь различные шаги. Например, резьба с d = 10 мм может иметь S = 0,5; 0,75; 1; 1,25 и 1,5 мм. Резьбу с максимальным или крупным шагом обозначают размером наружного диаметра: М10, М12 и т. д. Резьбу с мелким шагом обозначают размером наружного диаметра и шага: М10Х1.25; М10Х0.5 и т. дг
Резьбу трапецеидальную применяют исключительно для винтовых механизмов, чаще в силовых конструкциях, если осевая сила может действовать в любом направлении (рис. 59). В трапецеидальной резьбе, как и в метрической, стандартом определены d, S и а = 30°. Остальные параметры резьбы определяют по приведенным ниже зависимостям:
Теоретическая высота Н = 1,866S; h — 0,5S.
Глубина резьбы hx — 0,5S + z.
Зазор z = 0,25 мм для резьб с S = 2-=-4 мм, z = 0,5 мм для резьб с S = 5-Г-12 мм и г = 1 для резьб с S = 16 мм и более.
Средний диаметр da=d—0,5S.
Внутренний диаметр резьбы винта d\ = d — 2h — 2z.
Внутренний диаметр резьбы гайки d' — d + 2z.
Наружный диаметр резьбы гайки dx = d — 2/i.
Винтовые механизмы с трапецеидальными резьбами имеют более высокий КПД, чем с метрическими, но ограничены минимальным размером d = 10 мм. Количество параллельных ниток резьбы или заходов, как правило, не превышает четырех.
Трапецеидальная однозаходная резьба обозначается размером наружного диаметра и шага, например «трап 60x12».
В обозначение многозаходной резьбы вводится дополнительно число заходов, например «трап 60 X (2x12)».
3. Резьбу упорную (рис. 60) используют для тяжелонагруженных винтовых механизмов с осевыми силами, действующими в одном направлении (прессы, механизмы вакуумных задвижек и т. д.). Угол профиля а располагается односторонне по отношению к осевому сечению и равен 30°.
Основные геометрические параметры резьбы определяют из соотношений:
Н=l,588S; h1 = 0,868S; h = 0,75S.
По аналогии с трапецеидальной введем условное обозначение упорной резьбы, например, «уп. 80 X (2 х 16)».
Резьбу ленточную, или прямоугольную (рис. 61) применяют с большим числом заходов (более трех) в оптико-механических и других специальных приборах. Она нестандартна и не обеспечивает взаимного центрирования деталей, технологически более трудоемка и менее прочна.
Специальные резьбы служат для соединения труб, арматуры трубопроводов и фитингов. К этой группе крепежных резьб относятся трубные цилиндрические резьбы (рис. 62). Их обозначают по внутреннему разм еру трубы, выраженному в дюймах, например «труба 1/8"». Профиль резьбы представляет собой равнобедренный треугольник с углом при вершине 55°.
К специальным резьбам относятся также круглые резьбы (рис. 63), применяемые в цоколях электроламп и некоторых других случаях.
Силовые зависимости в винтовых механизмах. При использовании резьб в силовых винтовых механизмах основной задачей является определение момента М, действующего на вращающуюся деталь (винт или гайку) для получения определенной осевой нагрузки Q.
Развернув один виток резьбы, получим клиновой механизм с углом клина, равным углу подъема резьбы (рис. 64, а).
zS—ход резьбы или осевое перемещение винта за один полный оборот;
z — число заходов или параллельных ниток резьбы; — угол подъема резьбы;
N — сила нормального давления или нормальная реакция;
fN — сила трения (f = srctg ρ, где р — угол трения).
Спроектируем все силы на координатные оси:
Исключив из уравнений силу N, определим окружное усилие
Распространим полученное уравнение на элементы резьбы. Далее примем, что сила Р направлена по касательной к окружности среднего диаметра d2, тогда получим
Используя последнюю зависимость, определим КПД винтового механизма, сравнивая полезную и затраченную работу при одном полном обороте винта
Из выражения (33) видно, что КПД механизма прежде всего определяется углом подъема винтовой линии и, следовательно, числом заходов. При увеличении числа заходов КПД повышается.
Самоторможение винтовых механизмов. В отличие от многих других механизмов (рычажных, зубчатых и др.) в винтовых механизмах ведущее звено, как правило, имеет вращательное движение, а ведомое — поступательное. При определенных условиях возможна передача движения и в обратном направлении. Такие механизмы называются несамотормозящимися.
Действующая осевая сила Q может вызывать поворот винта относительно гайки. Самоторможение отсутствует, если достаточно велик угол подъема винтовой линии. В этом случае момент от возникающих в резьбе сил трения fN меньше, чем раскручивающий момент, возникающий от осевой силы Q (рис. 64, б).
Определим значение минимального угла (5, при котором самоторможение отсутствует. Спроектируем все силы на оси пит;
Решая систему уравнений, получим
Таким образом, винтовой механизм будет самотормозящимся, если β < ρ, и несамотормозящимся при β > ρ.
Прочностн о й расчет элементов винтовых механизмов (рис. 65, а) производят для проверки следующих параметров.
1 . Сечения винта по внутреннему диаметру d1. Нормальное напряжение растяжения (или сжатия), возникающее от действия осевой силы Q,
касательное напряжение от действия крутящего момента М
Эквивалентное (приведенное) напряжение
Считая, что а коэффициент трения
для одно- и двухзаходных резьб,
где k — коэффициент, зависящий от профиля резьбы (для метрических резьб k — 1,3; для трапецеидальных k = 1,25).
Допустимую длину винта определим из условий устойчивости его на продольный изгиб по формуле
L = π ,
где Е — модуль упругости материала винта;
J = — приведенный момент инерции сечения винта; К1 = 0,5÷2 — коэффициент, учитывающий жесткость конструкции опорных узлов. С увеличением жесткости значение К2 возрастает; K1 ≥ 3 — коэффициент запаса устойчивости.
Расчет винта на продольную устойчивость целесообразно производить при условии
Элементы резьбы. На рис. 65, б показан развернутый виток резьбы, на который действует осевая сила где п — число рабочих витков.
Запишем следующие основные уравнения прочности:
а) при деформации среза
где mS — толщина ниток резьбы в сечении среза; т — коэффициент, зависящий от профиля резьбы (для трапецеидальной резьбы т — 0,64, для метрической т — 0,78); Fo — площадь среза;
б) при деформации смятия
где Fcм — площадь смятия;
в) при деформации изгиба
где W—момент сопротивления.
Необходимо отметить, что на практике элементы резьбы проверяют на прочность только в крепежных деталях. Применение винтовых механизмов целесообразно при наличии смазки, так как это обеспечивает высокий КПД. Если на рабочих боковых поверхностях резьбы удельное давление будет превосходить допустимое, смазка будет выдавливаться, КПД резко уменьшается, возникнут местные задиры поверхности. Поэтому элементы резьбы винтовых механизмов проверяют на износостойкость по формуле
Допустимые значения для средних удельных давлений приведены в табл. 12.
Особенности конструирования кинематических винтовых механизмов.
Кинематические механизмы предназначены для точного перемещения установки отдельных узлов приборов, регулировки их взаимного положения.
Таблица 12
Допустимые значения средних удельных давлений
Материалы |
[q], Н/мм2 |
|
Материалы |
[q], Н/мм2 |
Сталь по чугуну Сталь по антифрикционному чугуну |
4 – 5 10– 12 |
|
Сталь по бронзе Закаленная сталь по бронзе |
7 – 9 10 – 12 |
Кинематические механизмы используют также в качестве отсчетных устройств.
Различают пять классов точности для метрических резьб ходовых винтов кинематических механизмов. Винты 0, 1 и 2-го классов с погрешностями шага ±2 ÷ ±6 мкм используют в механизмах точных приборов.
Винты 3-го и 4-го классов с погрешностями шага ±12 ÷ ±25 мкм применяют в механизмах без повышенных требований к точности.
Передаточное отношение идеального винтового механизма может быть определено как отношение поступательного перемещения винта или гайки к соответствующему вращательному движению:
где r — число заходов резьбы; S — номинальное значение шага резьбы.
Для увеличения точности перемещений во многих узлах прецизионных приборов применяют дифференциальные винтовые механизмы с малым передаточным отношением. Дифференциальный винтовой механизм (рис. 66) состоит из двух соосных винтов 1 и 2 с различными шагами резьбы S1 и S2. В этом случае величина линейного перемещения выходного винта 2 за один оборот входного звена, гайки 3 ΔS — S1—S2, а передаточное отношение для однозаходных винтов
На рис. 67 изображена кривая изменения передаточного отношения реальной винтовой пары. Погрешность ΔU, показывающая изменение мгновенного передаточного отношения механизма за один оборот, называется циклической погрешностью винта. Ее величина может быть значительно снижена путем увеличения числа рабочих витков резьбы.
Погрешность ΔUΣ называется накопленной и определяется систематической погрешностью шага винта. Ее величина может
быть уменьшена только введением специальных коррекционных кулачковых линеек.
Для уменьшения «мертвых» ходов в винтовых механизмах применяют конструкции гаек с упругим поджатием (рис. 68, а) или вводят специальные пружины, обеспечивающие постоянное направление осевых сил в механизме (рис. 68, б).
Зубчатые механизмы
Зубчатые механизмы и передачи широко используют в машинах и приборах главным образом для передачи мощности от ведущего вала к ведомому с преобразованием передаваемых скоростей и моментов. Основное назначение зубчатых механизмов в приборах — преобразование скорости и изменение направления вращения.
Виды зубчатых механизмов. Зубчатые механизмы служат для передачи мощности или движения между параллельными, пересекающимися, скрещивающимися валами, а также для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное.
При передаче вращения между параллельными валами применяют цилиндрические зубчатые колеса. В приборах зубчатые колеса с меньшим числом зубьев называют шестернями или трибами. Цилиндрические зубчатые механизмы выполняют с внешним или внутренним зацеплением (см. соответственно рис. 69, а, б). Внутреннее зацепление позволяет уменьшить габаритные размеры механизма, однако технологически оно более сложно. Кроме того, при внутреннем зацеплении один из валов воспринимает консольную нагрузку и работает в более тяжелых условиях.
Цилиндрические зубчатые колеса могут иметь прямые или косые зубья.
Механизмы с прямыми зубьями (рис. 69, а) применяют в сравнительно тихоходных передачах (υ ≤2÷3 м/с) при малых динамических нагрузках. Основным преимуществом этих механизмов является отсутствие осевых усилий, благодаря чему имеется возможность