23.Усилия в чп

В приработанной червячной передаче, как и в зубчатых пе¬редачах, сила червяка воспринимается не одним, а несколькими зубьями колеса. Для упрощения расчета силу взаимодействия червяка и колеса Fn принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе зацепления П по нормали к рабочей поверхности витка. По правилу параллелепипеда Fn раскладыва¬ют по трем взаимно перпендикулярным направлениям на состав¬ляющие Ff1, Fr1, Fa1 рис. 2.5.12. Для ясности изображения сил, u червячное зацепление раздвинуто. Окружная сила на червячном колесе численно равна осе¬вой силе на червяке (2.5.13), где T2— вращающий момент на червячном колесе. Окружная сила на червяке численно равна осевой силе на червячном колесе : , где T1— вращающий момент на червяке; — к.п.д. передачи. Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на колесе Направления осевых сил червяка и червячного колеса зави¬сят от направления вращения червяка, а также от направления линии витка. Направление силы всегда совпадает с направле¬нием вращения колеса, а сила направлена в сторону, противо¬положную вращению червяка.

24. Зубчатые редукторы. Осн типы редукторов.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от ведущего – быстроходного вала к ведомому – тихоходному валу и положением колёс в пространстве. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: 1) по типу передачи – зубчатые, червячные, зубчато-червячные; 2) по числу ступеней – одноступенчатые, двухступенчатые, и т. д.; 3) по типу зубчатых колес – цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.; 4) по относительному расположению валов в пространстве –горизонтальные, вертикальные.

Исполнение редуктора определяется передаточным числом, формой концов валов и вариантом сборки. Цилиндрические редукторы получили широкое распространение в машиностроении благодаря широкому диапазону передаваемых мощностей, долговечности, простоте изготовления.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы горизонтальные рис. 2.8.1 и вертикальный рис.2.8.2 имеют, как правило, косозубое зацепление. Передаточное число таких редукторов u<8.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы горизонтальный, вертикальный. Передаточное число u = 8…40

Трёхступенчатые цилиндрические редукторы. Эти редукторы выполняют преимущественно на базе горизонтальной схемы. Диапазон передаточных чисел u = 31,5…180. Конические редукторы рис.2.8.5 применяют, когда необходимо передавать вращающий момент между валами со взаимно перпендикулярным расположением осей. Передаточное число таких редукторов u<=5 .

Коническо-цилиндричекие редукторы рис.2.8.6 независимо от числа ступеней и компоновки выполняют с быстроходной конической ступенью. Передаточное число u = 8…31,5.

Червячные редукторы вследствие низкого КПД и меньшего ресурса, чем у зубчатых редукторов, не рекомендуется применять их в машинах непрерывного действия. Компоновочные возможности ограничены и сводятся к трём основным схемам редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка рис 2.8.7. Выбор схемы редуктора обычно диктуется удобством компоновки привода в целом. Диапазон передаточных чисел u = 8…80, рекомендуется u<=63

Червячно-цилиндрический двухступенчатый редуктор рис.2.8.8 имеет червячную быстроходную ступень и одну червячно-цилиндрическую или две червячно- цилиндрические ступени с параметрами редуктора развёрнутой схемы. Редукторы имеют большое передаточное число и низкий уровень шума. Червяк обычно располагают внизу, что вызвано условиями смазывания зацепления, расположением подшипников червяка и условиями сборки.

Мотор-редукторы представляют собой агрегат, в котором объединены электродвигатель и редуктор. Это делается с целью уменьшения габаритов привода и улучшения его внешнего вида. Планетарные редукторы позволяют получить большое передаточное число при малых габаритах. По конструкции они сложнее вышеописанных редукторов. Наиболее распространен простой планетарный зубчатый редуктор рис. 2.8.9.

Волновые редукторы являются разновидностью планетарных редукторов. Для обозначения передач используются прописные буквы русского алфавита: Ц – цилиндрическая, К – коническая, Ч – червячная, П – планетарная, В – волновая.

25.Цепные передачи. Приводные цепи и звездочки. Геометрический расчет.

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Состоит из ведущей и ведомой звездочек и охватываемой цепи. Применяются с двумя или несколькими звездочками.

Цепные передачи применяют при:

1. средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес

2. жестких требованиях к габаритам

3. необходимости работы без проскальзывания

Достоинства:

– возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний

– габариты, меньшие, чем у ременной передачи

– отсутствие проскальзывания

– высокий КПД

– малые силы, действующие на валы, т.е. нет необходимости в предварительном натяжении

Недостатки:

– работает в условиях отсутствия жидкостного трения

– требует большой степени точности установки валов, чем у ременных передач, регулировки, смазывания

– неравномерность хода цепи, что приводит к циклическим нагрузкам и колебанию передаточного отношения.

Различают приводные и тяговые цепи. К тяговым относятся пластинчатые и круглозвенные. К приводным цепям относятся роликовые, зубчатые, втулочные.

Зубчатые цепи

Достоинства:

– меньший шум, чем у остальных

– повышенная кинематическая точность

Недостатки:

– тяжелые

– дорогие

– сложные в изготовлении

Материалы, применяемые в цепных передачах

Материалы и термическая обработка цепей имеют решающее значение для их долговечности. Пластины выполняют из среднеуглеродистых и легированных сталей. Звездочки у цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и отличаются только зубчатым венцом. Для ведомых звездочек при скорости скольжения  3 м/с применяют серые чугуны и стальное литье. В среднескоростных передач звездочки изготавливают из цементирующих сталей. При необходимости бесшумной работы звездочки изготавливают из формальдегида или пластмассы.

Геометрия цепной передачи

d₁ = p / sin(180/z₁), d₂ = p / sin(180/z₂)

a_min  (z₂ – z₁)  p /, где p – шаг цепи. Увеличение a способствует долговечности, т.к. уменьшается число пробегов цепи.

Межосевое расстояние ограничивают во избежание чрезмерного натяжения цепи под действием собственной силы тяжести: a_max  80 p. Оптимальное значение a = (30…50)p. Число звеньев цепи:

_{zЗ = 0,5(z1 + z2)}

Для нормальной работы цепь должна иметь предварительное натяжение, т.к. из-за вибрации может произойти соскок цепи. Провисание цепи f = 0,02a < 45. При угле наклона > 45 провисание f = (0,01 … 0,015)a. Для передач с регулируемым межосевым расстоянием провисание уменьшают на величину  = (0,02…0,04)а.

26.Критерии работоспособности, материалы деталей ЦП и расчет на износостойкость.

Основным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. В соответствии с этим за основной принят расчет цепных передач, обеспечивающий износостойкость шарниров. Цепи, выбранные из условия износостойкости, обладают достаточной прочностью. Долговечность приводных цепей по изнашиванию составляет 8…10 тыс. часов работы. При проектировочном расчёте предварительно определяют шаг цепи по формуле:

( где Кэ = КдКсК0КрегКр коэффициент эксплуатации; Кд – коэффициент динамичности; Кс – коэффициент смазывания передачи; К0 – коэффициент наклона передачи к горизонту; Крег – коэффициент способа регулирования; Кр – коэффициент режима нагрузки; Т1 – вращающий момент на ведущей звёздочке; [p] – допускаемое среднее давление в шарнире; m – число рядов цепи; z1 = 29 – 2u – минимальное число зубьев ведущей звёздочки цепи. После подбора цепи по стандарту выбранная передача проверяется на износостойкость по формуле:

(2.7.3),

где - окружная сила, d1 - делительный диаметр звездочки; – площадь проекции опорной поверхности шарнира, d0 – диаметр оси рис. 2.7.5, В – длина втулки.

Детали цепных передач Звездочки. Работа цепной передачи во многом зависит от качества звездочек: точности их изготовления, каче­ства поверхности зубьев, материала и термообработки. Материал звездочек должен быть износостойким, способным сопротив­ляться ударным нагрузкам. Звездочки изготовляют из сталей 40, 45, 40Х и других с закалкой до твердости HRC 40...50 или цементируемой стали 15, 20, 20Х и других с закалкой до твердости HRC 50.. .60. Для звездочек тихоходных передач применяют серый или модифицированный чугун СЧ 15, СЧ 20 и др. В настоящее время применяют звездочки с зубчатым венцом, изготов­ленным из пластмасс. Эти звездочки характеризуются пониженным изно­сом цепи и малым шумом при работе передачи. Цепи. Цепи изготовляют на специальных заводах, а их конструкция, размеры, материалы и другие показатели регламентированы стандартами. По своему назначению цепи разделяют на следующие типы: грузовые цепи, (рис. 192,I) служащие для подвески, подъема и опу­скания грузов. Применяются главным образом в грузоподъемных машинах; тяговые цепи (рис. 192, II), служащие для перемещения грузов в транспортирующих машинах; приводные цепи, служащие для передачи механической энергии от одного вала к другому. Роликовые цепи (рис. 192, III) состоят из чередующихся наружных и внутренних звеньев, которые имеют относительную подвижность. Звенья выполнены из двух пластин, напрессованных на оси (наружные звенья) или на втулки (внутренние звенья). Втулки надеты на оси сопряженных звень­ев и образуют шарниры. Чтобы уменьшить износ звездочек при набегании на них цепей, на втулки надевают ролики, которые заменяют трение сколь­жения трением качения (рис. 191, II и III). Втулочные цепи (рис. 192, V) по своей конструкции не отличаются от предыдущих, но не имеют роликов, что приводит к усилению износа зу­бьев. Отсутствие роликов удешевляет цепь и уменьшает ее массу. Втулочные цепи, так же как и роликовые, могут быть однорядными и многорядными. Зубчатые (бесшумные) цепи (рис. 192, VI) состоят из набора пла­стин с зубьями, шарнирно соединенных в определенной последователь­ности. Эти цепи обеспечивают плавность и бесшумность работы. Их применяют при значительных скоростях. Зубчатые цепи сложнее и до­роже роликовых и требуют особого ухода. Рабочими гранями пластин, воспринимающих давление от зубьев звездочки, служат плоскости зу­бьев, расположенные под углом 60°. Чтобы обеспечить достаточную из­носостойкость, рабочие поверхности пластин закаливают до твердости Н RC 40...45. Крючковые цепи (рис. 192, VII) состоят из одинаковых звеньев специ­альной формы и не имеют никаких дополнительных деталей. Соединенней разъединение звеньев осуществляются при взаимном наклоне на угол при­близительно 60°. Втулочно-штыревые цепи (рис. 192, VIII) собирают из звеньев с помощью штырей, изготовляемых из стали СтЗ. Штифты расклепывают, а в соединительных звеньях их фиксируют шплинтами. Эти цепи находят большое применение в сельскохозяйственном машиностроении. В связи с износом шарниров цепь постепенно вытягивается. Регулирова­ние натяжения цепи обеспечивается перемещением оси одной из звездочек, применением регулирующих звездочек или роликов. Обычно натяжные ус­тройства позволяют компенсировать удлинение цепи в пределах двух зве­ньев, при большей вытяжке цепи для звена ее удаляют. Долговечность цепи во многом зависит от правильного применения смазки. При скорости цепи (v) равной или менее 4 м/с применяют пери­одическую смазку, которая осуществляется ручной масленкой через каждые 6...8 ч. При v s 10 м/с применяют смазку масленками-капельницами. Более совершенна смазка окунанием цепи в масляную ванну. При этом погружение цепи в масло не должно превышать ширины пластины. В мощных быстроходных передачах применяют циркуляционную струй­ную смазку от насоса.

27.Классификация валов и осей. Конструкция, критерии расчета.

Составные части вала

Контактирующую часть вала с корпусом или насаженными деталями называют цапфой.

Цапфу, расположенную на конце вала называют шип.

Промежуточная часть вала называтся шейкой.

Шип, передающий осевые нагрузки называют пятой.

Классификация валов и осей

По назначению:

– валы передач

– коренные валы машин (несущие)

По геометрической форме:

– прямые

– коленчатые

– гибкие

По форме и конструктивным признакам прямые валы и оси бывают:

– постоянного диаметра

– ступенчатые

Также могут быть сплошными и полыми.

Применяемые материалы

– для малоответственного соединения Ст5

– для валов с термообработкой Ст45 и т.д.

– для быстроходных валов цапфы цементируют для повышения износостойкости

– для валов-шестерней материал выбирается из расчета зубчатой передачи

Критерий работоспособности валов и осей

1) статическая прочность

2) сопротивление усталости

3) жесткость (изгибная и крутильная)

4) виброустойчивость

Оси работают только на изгиб

_ИЗГ = M/W_P  []_ИЗГ

Валы работают на изгиб и на кручение

Проектирование вала

Производится в 3 этапа:

1) Определение исходного диаметра вала из расчета на кручение

d_ВАЛА = С  ³T = ³(T / 0,2[])

2) Конструирование вала (эскиз)

28.Расчет валов на прочность.

Проверочный расчет для валов - расчёт на сопротивление усталости - является основным расчётом на прочность. Основными нагрузками на валы являются силы от передач через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колёса, звёздочки, шкивы. Проверочный расчет вала производится с применением гипотез прочности.Условие прочности в этом случае имеет вид:

где М_экв — так называемый эквивалентный момент. При гипотезе наибольших касательных напряжений (иначе — тре¬тья гипотеза)

При гипотезе потенциальной энергии формоизменения (иначе — пятая гипотеза)

где в обеих формулах М_к и М„ — соответственно крутящий и суммарный изгибающий моменты в рассматриваемом сечении вала. Числовое зна¬чение суммарного изгибающего момента равно геометрической сумме изгибающих моментов, возникающих в данном сечении от вертикально и горизонтально действующих внешних сил, т. е.

При проектировочном расчёте оси ее рассматривают как балку, свободно лежащую на опорах и нагруженную сосредоточенными словами, вызывающими изгиб. Устанавливают опасное сечение, для которого требуемый диаметр оси определяют из условия прочности на изгиб

откуда где М_и – максимальный изгибающий момент, Н*м; - допускаемое напряжение изгиба, Н/мм2. Выбор допускаемых напряжений . Оси изготовляемые из среднеуглеродистых сталей Во вращающихся осях Проверочный расчёт осей - частный случай расчёта валов при крутящем моменте М_к = 0.