1.2.1 Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс

Після аналізу потрібних габаритних розмірів і умов експлуатації передачі вибирають матеріали зубчастої пари з конкретним видом термообробки.

Умовно види груп матеріалів можна поділити на 5 варіантів:

I – сталі 45, 4ОХ, 4ОХН, 35ХМ;

термообробка

колесо – поліпшення,

твердість   235…262

шестерня – поліпшення,

твердість   269…302

II – сталі 4ОХ, 4ОХН, 35ХМ;

термообробка

колесо – поліпшення,

твердість   269…302

шестерня – поліпшення і обробка СВЧ

твердість поверхні   45…53

III – сталі 4ОХ, 4ОХН, 35ХМ;

Циліндрична поверхня, що відокремлює зубці від тіла колеса, називається поверхнею западин, вона має радіус r_f. Поверхня, що обмежує зубці, називається поверхнею вершин, її радіус r_а.

Бічна поверхня зубця складається з головної і перехідної.

Головною називається частина бічної поверхні, яка при взаємодії з поверхнею зубців іншого колеса передає рух із заданими швидкостями.

Перехідна поверхня з’єднує головну поверхню з поверхнею западин.

Умова нормальної роботи зубчастої передачі з круглими колесами – забезпечення постійного передаточного відношення. Цього можна добитись лише при певному окресленні профілей зубців шестерні і колеса. Яким має бути профіль? На це питання відповідає основна теорема зачеплення (теорема Вілліса), суть якої полягає у тому, що активні профілі зубців двох коліс повинні бути побудовані так, щоб загальна нормаль у точці їх контакту у будь-який момент зачеплення проходила через точку Р – полюс зачеплення, що ділить лінію центрів у відношенні, обернено пропорційному передаточному відношенню.

Теоремі зачеплення задовольняють профілі зубців, окреслені різними кривими. Найбільш простим і зручним для нарізання зубців є евольвентний профіль. Евольвента – це крива, яка описана точкою твірної прямої, що перекочується по колу без ковзання. Коло, по якому перекочується твірна пряма, називається основним. Головна властивість евольвенти – це те, що нормаль евольвенти у будь-якій точці буде дотичною до основного кола, що забезпечує постійність передаточного відношення у евольвентному зачепленні.

Розглянемо геометрію зубчастого зачеплення.

Кола, що перекочуються одне відносно одного без ковзання, називають початковими (рис. 2), а відповідні радіуси r_w1 і r_w2 називаються радіусами початкових кіл. Точка Р, в якій дотикаються початкові кола, називається полюсом зачеплення.

4.)1.- Черв’ячні передачі можуть бути з циліндричним (рис. 5.21, а) і глобоїдним (рис. 5.21, б) черв’яком.

Залежно від способу утворення бокових поверхонь витків циліндричні черв’яки поділяють на архімедові, евольвентні і конволюнтні. Завдяки відносній простоті виготовлення найбільшого розповсюдження набули архімедові черв’яки, в яких профіль витка черв’яка в осьовому перерізі – рівнобедрена трапеція. У тих випадках, коли необхідно збільшити ККД механізму, використовують черв’яки з евольвентним профілем в осьовому перерізі. Конволюнтні черв’яки застосовують замість архімедових при великих кутах підйому лінії витка. Виток цього черв’яка у торцевому перерізі має профіль у вигляді евольвенти.

У глобоїдних черв’ячних передачах витки черв’яка розташовані на глобоїдній (торцевій) поверхні. Ці передачі забезпечують підвищену навантажувальну спроможність (в 1,5-2 рази більше, ніж у звичайних черв’ячних передачах), але вони потребують підвищеної точності виготовлення і монтажу, штучного охолодження. У точній механіці ці передачі практично не використовуються.

За числом витків черв’яки ділять на однозахідні і багатозахідні, за напрямком витка – ліві або праві. Найбільш розповсюджений правий напрямок з числом витків черв’яка  , який залежить від передаточного числа  ;   вибирають так, щоб забезпечити число зубців колеса  .

Із збільшенням числа заходів (витків) черв’яка кут підйому гвинтової лінії зростає, що підвищує ККД передачі. Тому однозахідні (одновиткові) черв’яки не завжди рекомендують застосовувати.

Перетворення руху в черв’ячній передачі супроводжується ковзанням витків черв’яка по зубцях колеса, що спричиняє значне тертя і знос стичних поверхонь. Ця особливість визначає вибір матеріалу для виготовлення черв’яків і коліс, які забезпечують найменші тертя і знос. Витки черв’яка навантажуються значно частіше ніж зубці колеса, тому для виготовлення черв’яків застосовують сталі.

Черв’ячні колеса виготовляють звичайно з бронзи або синтетичних матеріалів. У механічних системах автоматики і ЕОМ широко застосовують черв’ячні колеса із синтетичних матеріалів: поліамідів, капрону, капролону, текстоліту та ін. Колеса з цих матеріалів відрізняються високими антифрикційними особливостями і достатньою зносостійкістю.

Геометричний розрахунок. Мета геометричного розрахунку черв’ячних передач – визначення або вибір розмірів елементів черв’яка і колеса. Вихідні дані цього розрахунку – модуль зачеплення  , число витків (заходів) черв’яка  , тобто кількість ниток різьби, навитих на ділильний циліндр діаметром  ; передаточне відношення  , а також коефіцієнт діаметра черв’яка 

2.- Наявність високих швидкостей ковзання у зачепленні ставить до матеріалів черв'ячної передачі такі вимоги, як високі антифрикційні властивості, стійкість проти спрацювання та стійкість до заїдання.

Черв'яки здебільшого виготовляють із якісних вуглецевих сталей (45, 50, 40Г2), а у передачах відповідального призначення – із лего­ваних сталей (40Х, 40ХН, 35ХГСА та ін.). Термообробка до твердості H₁ ≥ (45.. 55) HRC і подальше шліфування та полірування робочих поверхонь витків черв'яка дозволяють суттєво підвищити несучу здатність та довговічність передачі, оскільки зменшують можливість заїдання робочих поверхонь у контакті. У допоміжних, невідпові–дальних та тихохідних передачах можуть використовуватись черв'яки з твердістю витків Н₁ = (300...320)НВ.

Вінці черв'ячних коліс виготовляють переважно з бронзи, а інколи з латуні та чавуну. Олов'яні бронзи БрО10НІФ1, БрО10Ф1 та інші є кращими матеріалами для вінців черв'ячних коліс при високих швидкостях ковзання (v_s > 5 м/с), однак вони дорогі та дефіцитні. Тому такі бронзи використовують лише для відповідальних черв'ячних передач. Менш дефіцитні і дешевші безолов'яні бронзи БрА10Ж4Н4, БрА9ЖЗЛ та ін. Вони мають достатньо високі показники міцності, але дещо гірші антифрикційні властивості і меншу здатність до пропрацьовування. Безолов'яні бронзи вимагають високих твердості та чистоти робочих поверхонь витків черв'яка і застосовуються при се­редніх швидкостях ковзання v_s = (2...5) м/с.

Для допоміжних, малонавантажених та тихохідних (v_s < 2 м/с) черв'ячних передач можливе виготовлення черв'ячного колеса із чавуну (СЧ15, СЧ18) або пластмас (текстоліту, поліамідів).

Конструктивно черв'яки виготовляють у більшості випадків ра­зом із валом як одну деталь (рис. 81, а) і лише у рідких випадках насадними (рис. 81, б).

З метою економії кольорових металів черв'ячні колеса виготовля­ють складеними з двох частин (рис. 81, в, г): бронзового вінця, який з'єднується з чавунним або сталевим колісним центром по відповід­ній посадці і закріплюється додатково гвинтами або болтами. Можли­ві інші варіанти з'єднання колісного центра з вінцем черв'ячного колеса. При малих діаметрах черв'ячних коліс або чавунних колесах застосовують суцільні черв'ячні колеса (рис. 81, д).

Рис. 5. Конструкції черв’яків та черв’ячних коліс

 

Зубці черв'ячних коліс – найслабкіші елементи у черв'ячних передачах. Значні швидкості ковзання в зачепленні спричинюють спрацювання та заїдання. Ці явища посилюються невідповідними умовами змащування контакту, бо напрям швидкості ковзання утво­рює малий кут із напрямом лінії контакту витків та зубців.

Обмеження можливості виникненню заїдання в зачепленні може бути досягнуте не тільки вибором відповідних матеріалів черв'яка та колеса, але й обмеженням контактних напружень. Інтенсивність спрацювання зубців черв'ячного колеса також залежить від рівня кон­тактних напружень. Отже, для забезпечення тривалої роботоздатності черв'ячної передачі слід обмежити контактні напруження на активних поверхнях зубців черв'ячного колеса. Треба брати до уваги, що не­суча здатність черв'ячних передач із колесами, виготовленими з оло­в'яних бронз, обмежується втомною міцністю активних поверхонь зубців, а передач із колесами, виготовленими з безолов'яних бронз та чавунів,– заїданням. Імовірність поломок зубців черв'ячного коле­са від дії циклічних напружень згину суттєва тільки для маломодульних черв'ячних коліс.

Для черв'ячних передач виконують такі розрахунки:

1)  розрахунок активних поверхонь зубців черв'ячного колеса на онтактні втому та міцність при дії максимального навантаження;

2)  розрахунок зубців черв'ячного колеса на втому при згині та на міцність при згині максимальним навантаженням.

3.- Расчет фланцевых соединений, в которых од

новременно действуют продольное усилие и из

гибающий момент при знакопеременной эпю

ре напряжений, является достаточно сложной

задачей. Это обусловлено тем, что деформаци

онные характеристики сжатой и растянутой

зоны соединения различны и поэтому положе

ние нейтральной оси и соответственно точное

распределение напряжений в сечениях соеди

няемых элементов в околофланцевой зоне

предварительно неизвестны.

Весьма приблизительный расчет фланцево

го соединения выполняется в предположении,

что усилия в болтах распределяются пропор

ционально расстоянию от точки приложения

равнодействующей силы в сжатой зоне (фак

тически, от центра сжатого пояса) до болта

(рис. 2).

В этом случае усилие в наиболее напряжен

ном болте определяют из уравнения:

max

max

2

1

m x

i i

i

y

N M

k n y

=

=

∑

, (1)

где Mx

— расчетный изгибающий момент в узле;

m и k — соответственно число горизонтальных

и вертикальных рядов в болтовом соединении;

n

i

— количество болтов в iом горизонтальном

ряду; y

i

, ymax

— соответственно расстояния от

5.)1.- У промисловому устаткуванні поряд Підшипники. У підшипниках ковзання тіла кочення відсутні і тертя зменшується за рахунок гладких і як правило змащуємих поверхонь. В основному даний вид складається з шарнірних підшипників.

З-за великої площі дотичних поверхонь в підшипниках ковзання присутній великий початковий момент обертання і відносно велика сила тертя, що при великих швидкостях обертання викликає швидкий перегрів, скипання змащення (за наявності), а згодом і руйнування ковзних поверхонь. У зв’язку з цим основна область застосування підшипників ковзання - вузли механізмів з низькими швидкостями обертання (або їх відсутністю). Головним достоїнством підшипників ковзання є велика осьовий зсув робочих поверхонь, що дозволяє призвести даний вид Підшипників. Ще одна перевага - їх невисока вартість виготовлення.

При необхідності організації великого осьового зміщення з високими швидкостями обертання застосовують сферичні підшипники або розділяють даний вузол на два вузли - шарнірне з’єднання і підшипник обертання.

2.- Рассмотрим плоский ступенчатый зубчатый механизм (рис. 1, а), представляющий собой последовательное соединение нескольких простых механизмов. На каждом промежуточном валу находится не менее двух колес, зацепляющихся соответственно с колесами предыдущего и последующего валов. Ведущим является колесо 1, общее передаточное отношение всего механизма i1n = ω1/ωn, где ω1, ωn – соответственно скорости вращения ведущего и выходного n-го звена. Выразим, пользуясь зависимостью, передаточные отношения простых механизмов, состоящих из одной пары колес, находящихся в зацеплении i12 = ω1/ω2 = –z2/z1; i23 = ω2/ω3 = –z3/z2' и т.д. Перемножим полученные соотношения i12∙i23∙…∙i(n–1)n = (ω1/ω2)∙(ω2/ω3)∙…ґ ґ (ωn–1/ωn) = ω1/ωn, но ω1/ωn = i1n, поэтому

i1n = i12∙i23∙…∙i(n–1)n, (2)

т.е. передаточное отношение многоступенчатой передачи равно произведению передаточных отношений всех простых зубчатых передач, входящих в механизм. Зависимость можно выразить через числа зубьев колес. Для схемы, представленной на рис. 1, а, она примет вид:

i1n = (–1)k(z2/z1)∙(z3/z2')∙…∙(zn/z(n–1)'),

где z1, z2', …, zn – числа зубьев колес передачи; k – число внешних зацеплений. Множитель (–1)k позволяет определить знак передаточного отношения сложного многоступенчатого механизма, т.е. направление вращения выходного звена по отношению к направлению вращения ведущего.

При передаче движения с малым передаточным отношением между валами, находящимися на большом расстоянии друг от друга для уменьшения габаритов передачи или для получения требуемого направления вращения выходного звена применяют последовательное соединение нескольких пар единичных зубчатых колес (рис. 1, б), так называемые рядовые зубчатые механизмы. Полное передаточное отношение такой передачи (1) через известные числа зубьев колес равно i1n = ω1/ωn = (–1)k(zn/z1), где z1, zn – числа зубьев ведущего и выходного колес. Промежуточные колеса влияют только на знак, но не величину передаточного отношения механизма, их называют паразитными.

Когда необходимо передавать движение между пересекающимися или между скрещивающимися осями, используют пространственные многозвенные зубчатые механизмы с применением конических или червячных передач.

3.- При этом фланцевые соединения открыто

го профиля рассматриваются как совокупность

Тобразных элементарных фланцевых соедине

ний, прочность фланцевого соединения в це

лом определяется суммарной прочностью эле

м ента рных соедин ений . Ме т одика ра сч ет а

фланцевых соединений базируется на учете уп

ругой работы Тобразных элементов, в состав

которых входят болты и отнесенные к ним уча

стки фланца (рис. 3).

При расчете несущей способности болтов

учитывается дополнительное усилие (контакт

ное усилие), обусловленное "рычажным" эффек

том. Контактное усилие представляет собой рав

нодействующую, возникающую от совместно

го прижатия двух фланцев друг к другу; его по

ложение зависит от толщины фланцев. Допол

нительно при расчете фланцев на изгиб учиты

вается упругое их защемление под болтом, что

позволяет уменьшить значение расчетного из

гибающего момента. Учет контактного усилия

позволяет уменьшить толщину фланца. Данная

методика базируется на результатах численных

экспериментальных исследований, выполнен

ных авторами работы [4, 12, 27].

Прочность фланцевого соединения считает

ся обеспеченной при выполнении следующего

неравенства [7, 8]:

, , ,

1

ext

n

b b int b ext i

i

N n N N

=

≤ + ∑ , (2)

где Nb,int

— несущая способность болта внутрен

ней зоны, принимаемая равной усилию пред

варительного напряжения болта, Nb,int

= γ

b0

Rbt

Abn

;

γ

b0

— коэффициент, учитывающий особенно

сти работы болтов, релаксацию напряжений

и неоднородность напряженного состояния;

Rbt

— расчетное сопротивление болта разры

ву; Abn

— площадь сечения болта нетто; n

b

—

количество болтов внутренней зоны; Nb,ext,i

—

расчетное усилие, приходящееся на болт на

ружной зоны iго Тобразного участка фла