40. Геометрические характеристики червячной передачи связаны между собой соотношениями, во многом аналогичными соотношениям зубчатых передач.

Основным стандартизованным параметром червячной передачи является модуль m (измеряется в мм), осевой для червяка и окружной (торцовый) для червячного колеса. Поскольку делительный диаметр червяка невозможно связать с числом его заходов z1 (витки червяка нарезаются вдоль его оси, а не по окружности, как у зубчатого колеса), для определения делительного диаметра червяка вводится специальный коэффициент диаметра червяка q, показывающий число модулей, укладывающихся в делительный диаметр.

Свои особенности имеет и геометрия венца червячного колеса. В виду того, что образующая делительной поверхности венца червячного колеса (рис. 6.4) имеет дугообразную форму и, следовательно, в разных точках разное удаление от оси вращения колеса, все основные размерные показатели (делительный диаметр, высота зуба и др.) измеряются в серединной плоскости, проходящей через геометрическую ось червяка.

Учитывая изложенное, модуль с делительными диаметрами червяка (рис. 6.3) и червячного колеса (рис. 6.4) связан соотношениями

. (6.1)

Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней нарезки червяка, называют расчетным шагом нарезки червяка. Расчетный шаг нарезки червяка (размер р на рис. 6.3) связан с модулем червячного зацепления соотношением, аналогичным таковому для зубчатого зацепления:

. (6.2)

Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней, принадлежащих общей винтовой линии нарезки червяка, называют ходом витка червяка. Из определения следует, что расчетный шаг p и ход витка pz связаны соотношением

Рис. 6.4. Параметры венца червячного колес

. (6.3)

Высота головок витков червяка и зубьев червячного колеса также как и в зубчатом зацеплении равна модулю зацепления (ha1 = ha2 = m), а высота ножек с целью исключения возможности утыкания головки зуба в дно впадины, как и в конических передачах, на 20% больше модуля зацепления (hf1 = hf2 = 1,2m). Тогда диаметр вершин витков (внешний диаметр) червяка da1 (рис. 6.3) и диаметр вершин зубьев червячного колеса da2 (рис. 6.4) могут быть найдены по выражениям

; (6.4)

а диаметр впадин витков (внутренний диаметр) червяка df1 (рис. 6.3) и диаметр впадин зубьев червячного колеса df2 (рис. 6.4) - по выражениям

. (6.5)

Измеренный в плоскости осевого сечения угол a между касательной к боковой поверхности витков червяка и нормалью к оси его вращения для архимедовых червяков является величиной постоянной, стандартизован и равен 20°. Следовательно, угол между двумя касательными к противоположным боковым поверхностям одного витка (угол заострения гребня) составляет 2a или 40°.

Длина нарезанной части червяка b1 (рис. 6.3) зависит от числа его заходов и выбирается по эмпирической формуле

при числе витков червяка z1 = 1 и z1 = 2 ; (6.6)

а при числе витков червяка z1 = 4[3] . (6.7)

Отношение хода витка к длине делительной окружности червяка – есть величина тангенса угла подъёма g винтовой линии нарезки червяка

(6.8)

Особенностью червячного колеса (рис. 6.4) является то, что диаметр вершин зубьев da2 не самый большой его диаметр. Максимальный диаметр червячного колеса daM2 устанавливается в некоторой степени произвольно. Увеличение этого диаметра способствует увеличению площади контактной поверхности зубьев колеса,следовательно, и снижению контактных напряжений на этой поверхности, возникающих в процессе работы передачи. Однако чрезмерное его возрастание приводит к заострению периферийных участков зуба и исключению их из передачи рабочих нагрузок вследствие повышенной гибкости. Поэтому максимальный диаметр зубьев червячного колеса daM2 имеет ограничение сверху по соотношению

. (6.9)

Ширину зубчатого венца червячного колеса b2 выбирают по стандартному ряду размеров. При этом размер b2 должен удовлетворять соотношению

при числе витков червяка z1 = 1 и z1 = 2 ; (6.10)

а при числе витков червяка z1 = 4 . (6.11)

При прочностных расчетах червячной передачи возникает потребность в знании условного угла 2d охвата витков червяка зубьями червячного колеса (рис. 6.4). Этот угол определяют по точкам пересечения боковых (торцовых) поверхностей червячного колеса с условной окружностью, диаметр которой равен , следовательно

. (6.12)

Межосевое расстояние для несмещенной червячной передачи определяется по формуле

(6.13)

Рис. 6.5. Схема скоростей

в червячной передаче

В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости витков червяка v1 и зубьев червячного колеса v2 (рис. 6.5) различны как по величине, так и по направлению. Витки червяка при его вращении получают скорость v1, направленную по касательной к его начальной окружности, а зубья червячного колеса движутся совместно с винтовой линией параллельно оси червяка со скоростью v2. За один оборот червяка червячное колесо повернется на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу заходов червяка. Эти простые наблюдения позволяют записать следующую зависимость для вычисления передаточного числа червячной передачи

. (6.14)

Геометрическая сумма скоростей v1 и v2 равна скорости относительного движения витков червяка по отношению к зубьям колеса. План скоростей, построенный для зацепления, позволяет записать следующие зависимости

. (6.15)

Таким образом, скорость скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса является наибольшей по сравнению с тангенциальными скоростями движения витков червяка и зубьев червячного колеса.

Коэффициент полезного действия hз червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой кинематической пары:

при ведущем червяке ; (6.16)

а при ведущем червячном колесе ; (6.17)

где - угол трения в червячной кинематической паре, а f коэффициент трения для материалов витков червяка и зубчатого венца червячного колеса.

При g £ r hзо = 0 передача движения от червячного колеса к червяку становится невозможной – происходит самоторможение. Свойство самоторможения обратного движения широко используется в лебёдках и грузоподъёмных механизмах. Однако необходимо отметить, что у таких самотормозящихся механизмов и в прямом направлении передачи движения КПД невелик

Рис. 6.6. Силы в червячной передаче

В червячной передаче сила Fn, действующая со стороны червяка, воспринимается, как правило, не одним, а несколькими зубьями. Однако, также как и в зубчатых передачах, при выполнении расчетов эту силу принято располагать в полюсе зацепления (рис. 6.6, а). Эту силу не трудно разложить по правилу параллелограмма на три взаимно перпендикулярных составляющих Ft1, Fr1 и Fa1. Далее, согласно третьему закону Ньютона устанавливаем, что (рис. 6.6, б) Ft2 = Fa1, Fa2 = Ft1 и Fr2 = Fr1.

Тангенциальные силы на червяке и червячном колесе наиболее удобно вычислить через вращающие моменты на соответствующих валах, тогда

(6.18)

и . (6.19)

41. КПД червячной передачи, так же как и зубчатой, определяют по формуле (8.51). Различаются только формулы для определения потерь в зацеплении. По аналогии с винтовой парой для червячных передач запишем КПД зацепления при ведущем червяке:

Ib=tgy/tg(y + p). (9.12)

КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка (увеличивается у) и с уменьшением коэффициента трения или угла трения Q>. Если ведущим является колесо, то вследствие изменения направления сил получают

*=tg(y-9)/tgy. (9.13)

При у^ф, передача движения в обратном направлении (от колеса к червяку) становится невозможной. Получаем самотормозящую червячную пару. Свойство самоторможения червячных передач используют в грузоподъемных и других механизмах. Следует учитывать, что, согласно формуле (9.12), КПД самотормозящей передачи мал и всегда меньше 0,5. Для надежности самоторможения рекомендуют у <0,5Ср.

Опытом установлено, что при наличии удовлетворительной смазки величина коэффициента трения / зависит от скорости скольжения (табл. 9.3) (червяк стальной, колесо из оловянной бронзы).

42. Основными материалами валов являются стали: качественные конструкционные углеродистые марок 20, 30, 40, 50. Инструментальные марок У8А, У10А, легированные марок 2Х13, 4Х13, 15Х, 20Х, 40ХН, 30ХГСА. С целью упрочнения валы подвергают термообработке, как правило: термоулучшению. Для повышения износостойкости отдельных мест вала применяют закалку поверхности ТВ4.

13.1. Классификация валов и осей.

1. По форме геометрической оси бывают:

а) прямые (фасонные)

б) коленчатые

в) гибкие

2. По конструк.? прямые валы и оси бывают:

а) гладкие

б) ступеньчатые

3. По типу сечения валы и оси бывают:

а) сплошные

б) Вращающиеся или качающиеся детали механизмов устанавливают на валах или осях, которые центрируют эти детали относительно оси вращения или качения.

Вал поддерживает сидящие на нем детали и передает крутящий момент. При работе вал испытывает изгиб и кручение, а в отдельных случаях ¾ дополнительно растяжение и сжатие (вал, на котором сидит червячное колесо)

.Ось только поддерживает сидящие на ней детали. В отличие от вала оно не передает крутящий момент. Ось испытывает в основном изгиб, иногда ¾ изгиб и сжатие. Оси бывают вращающиеся и неподвижные. Валы ¾ всегда вращающиеся.

43. Расчет осей

Ось не передает вращающего момента, а воспринимает только поперечные нагрузки. Оси рассчитывают только на изгиб.

Рис. 1. Цилиндрическая сплошная ось (вал)

Рис. 2. Цилиндрическая полая ось

Расчетные формулы:

для цилиндрических сплошных осей (рис. 1)

или

для цилиндрических полых осей (рис. 2)

где Ми - изгибающий момент, Н·мм; [σиз] - допускаемое напряжение на изгиб, МПа; d и d0 – соответственно наружный и внутренний диаметры полой оси .

44. При проектировании валов применяется три вида расчетов:

ориентировочный;

предварительный;

уточненный проверочный.

Ориентировочный расчет применяется при отсутствии данных об изгибающих моментах. Диаметр вала приближенно определяют по величине вращающего момента Т из условия прочности по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении:

Предварительный расчет применяют при наличии предварительной компоновки механизма, когда известны расположения опор, усилия от передач и других деталей, расположенных на валу, а также их точки приложения.

Последовательность расчета:

составляют расчетную схему вала. При этом распределенные по длине ступицы, ширине подшипника нагрузки рассматривают как сосредоточенные. Расстояния между опорами, от опор до колес, шкивов и других деталей определяют с эскизной компоновки;

при действии на вал нагрузок в разных плоскостях их раскладывают на две взаимно перпендикулярные плоскости;

определяют реакции в опорах и строят эпюры изгибающих моментов;

строят эпюру крутящего момента;

определяют наибольший приведенный момент:

выбирают материал вала. Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу. Поэтому допускаемые напряжения берут по справочнику для этого цикла. Примерное соотношение допускаемых напряжений для постоянного, от нулевого и симметричного циклов:

определяют диаметр вала в опасном сечении:

вал оформляют конструктивно. При этом размеры пазов под шпонки выбирают по стандарту в зависимости от диаметра вала.

45.-

46.Подшипники качения делятся:

по форме тел качения: - на шариковые и роликовые с цилиндрическими (короткими и длинными),

витыми, игольчатыми, бочкообразными и коническими роликами;

по числу рядов тел качения - на одно-, двух- и четырехрядные;

по способу компенсации перекосов вала - на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся;

по способности воспринимать нагрузку преимущественно того или иного направления

- на радиальные, радиально-упорные и упорные;

по габаритам при одинаковом внутреннем диаметре - на серии: сверхлегкую, особолегкую, легкую, среднюю и тяжелую;

по ширине подшипника - на узкие, нормальные, широкие и особоширокие.Шариковые радиальные.

47. При выборе типоразмера подшипника для заданных условий работы необходимо учитывать: величину, направление и характер действующей нагрузки; частоту вращения кольца подшипника; необходимую долговечность в часах или миллионах оборотов; особые требования, зависящие от конструкции узла или машины и условий их эксплуатации; стоимость подшипника,

Выбор подшипника рекомендуется проводить в следующем порядке:

1. Предварительно наметить тип подшипника. Предпочтение следует отдавать шарикоподшипникам по сравнению с более трудоемкими и дорогостоящими роликоподшипниками. Если осевая нагрузка составляет 35% от радиальной и более, то рекомендуется применять радиально-упорные подшипники. Если по расчету шарикоподшипники оказываются непригодными, то переходят на роликоподшипники. Последние также применяют при необходимости обеспечения высокой жесткости опор или при действии больших динамических нагрузок.

При курсовом проектировании габаритные размеры подшипника предварительно подбирают по конструктивным соображениям, исходя из расчетного диаметра вала стандартизованного под размер d выбираемого подшипника.

3. Назначить класс точности подшипника. При отсутствии особых требований к точности вращения узла в редукторах общего назначения, коробках передач станков и других машинах применяют подшипники нормального класса точности.

48. Под долговечностью работы подшипника подразумевается максимально возможное количество оборотов, которое выполнят тела качения вокруг оси подшипника до момента появления признаков усталости материала на кольцах или непосредственно на телах качения с сопутствующими изменениями в его работе (шум, избыточный перегрев и, в конечном счете, разрушение изделия).

Два совершненно одинаковых по маркировке подшипника могут существенно отличаться по показателю долговечности, поэтому применяется расчет этого параметра по ISO 281, а в качестве базы берется основная долговечность (представляемая сроком работы, которую достигнет группа подшипников при надежности в 90%. Обзорная статья про долговечность подшипников.

Уравнение расчета основной долговечности выглядит следующим образом:

Где L10 - основная долговечность (106 оборотов);

C — динамическая грузоподъемность, указываемая в каталогах, в килоньютонах kN;P — эквивалентная динамическая нагрузка, kN;

p — индекс, в зависимости от конструкции, для шариковых подшипников p = 3, для роликовых p = 10/3

В таблице ниже приведена зависимость долговечности в миллионах оборотов и соответствующее ей соотношение C|P.

49. Материалы вкладышей подшипников должны иметь:

1. Достаточную износостойкость и высокую сопротивляемость заеданию в периоды отсутствия жидкостной смазки (пуск, торможение и др.). Изнашиванию должны подвергаться вкладыши, а не цапфа вала, так как замена вала значительно дороже вкладыша. Подшипник скольжения работает тем надежнее, чем выше твер¬дость цапфы вала. Цапфы, как правило, закаливают. 2. Высокую сопротивляемость хрупкому разрушению при действии ударных нагрузок и достаточное сопротивление усталости. 3. Низкий коэффициент трения и высокую теплопроводность с малым расши-рением.

Вкладыши выполняют из следующих материалов:

1) Бронзовые вкладыши широко используют при средних скоростях и больших нагрузках. Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянные бронзы (БрО10Ф1, Бр05Ц5С5 и др.). Алюминиевые (БрАЭЖЗА и др.) и свинцовые (БрСЗО) бронзы вызывают повышенное изнашивание цапф валов, поэтому применяются в паре с закаленными цапфами. Свинцовые бронзы используют при знакопеременных ударных нагрузках.

2) Вкладыш с баббитовой заливкой применяют для ответственных подшипников при тяжелых и средних режимах работы (дизели, компрессоры и др.). Баббит является одним из лучших антифрикционных материалов для подшипников скольжения. Хорошо прирабатывается, стоек против заедания, но имеет невысокую прочность, поэтому баббит заливают лишь тонким слоем на рабочую поверхность стального, чугунного или бронзового вкладыша. Лучшими являются высокооловянные баббиты Б86, Б83.

3)Чугунные вкладыши без заливки применяют в неответственных тихоходных механизмах. Наибольшее применение получили антифрикционные чугуны АЧС-1

4) Металлокерамические вкладыши изготовляют прессованием и последующим спеканием порошков меди или железа с добавлением графита, олова или свинца. Особенностью этих материалов является большая пористость, которая используется для предварительного насыщения горячим маслом. Вкладыши, пропитанные маслом, могут долго работать без подвода смазочного материала. Их применяют в тихоходных механизмах в местах, труднодоступных для подвода масла.

5) Неметаллические материалы для вкладышей применяют антифрикционные самосмазывающие пластмассы (АСП), древеснослоистые пластики, твердые породы дерева, резину и др. Неметаллические материалы устойчивы против заедания, хорошо прирабатываются, могут работать при смазывании водой, что имеет существенное значение для подшипников гребных винтов, насосов, пищевых машин и т. п.

В массовом производстве вкладыши штампуют из стальной ленты, на которую нанесен тонкий антифрикционный слой (оловянные и свинцовые бронзы, баббиты, фторопласт, нейлон и др.)..

50. 1. Неразъемные нерегулируемые, которые состоят из цилиндрической втулки, называемой вкладышем, и корпуса, прикрепляемого к машине или составляющего с ней одно целое. Гладкая или с буртом втулка запрессовывается в корпус либо ставится по одной из переходных посадок и стопорится винтом или штифтом. Толщина стенки втулки от 2 до 10 мм соответственно для валов диаметром 10-100 мм. Как правило, в качестве материала для втулки применяют бронзу, баббиты, чугун, пластмассы, металлокерамика и другие материалы. При значительных габаритах вкладыш выполняется биметаллическим с нанесением различными способами слоя антифрикционного материала на чугунную или стальную втулку. Для подачи смазочного материала имеются соответствующие отверстия, для равномерного его распределения по и длине подшипника - масляные канавки, а для обеспечения постоянной смазки нагруженной зоны подшипника - масляный карман (холодильник)

2. Неразъемные регулируемые с внутренним корпусом. Представляют собой цилиндрическую втулку из бронзы или антифрикционного чугуна с конусным отверстием и наружной резьбой с обоих концов для двух регулировочных гаек. Зазор между валом и вкладышем регулируется осевым перемещением втулки. Штифт предохраняет втулку от проворачивания при регулировании. Данный тип подшипников скольжения применяется для опор шпинделей.

3 Неразъемные регулируемые с наружным конусом. Представляют собой втулку с цилиндрическим отверстием, наружным конусом и сквозной прорезью. Зазор между валом и вкладышем регулируется осевым перемещением втулки и ее сжатием при этом за счет имеющейся прорези. Болт с конусной головкой фиксирует положение подшипника.

4. Разъемные. Состоят из корпуса и крышки, внутри которых установлены вкладыши из бронзы, антифрикционного чугуна или биметаллические. Обычно в верхнем вкладыше выполняются отверстия для подвода смазочного материала и смазочная канавка. Крышка и корпус с разъемом в горизонтальной или наклонной плоскости соединяются двумя либо четырьмя резьбовыми крепежными деталями. Для их разгрузки от поперечных усилий и взаимного центрирования стык крышки с корпусом выполняется с уступом или же ставятся два штифта.

Толстостенные (свыше 3 мм) вкладыши имеют борта для фиксации в осевом направлении, а для предохранения от проворота - штифт, винт, втулку. В тонкостенных (до 3 мм) вкладышах для этих целей выполняется выступ, входящий в выемку корпуса. Зазор между валом и вкладышем регулируется за счет комплекта прокладок между корпусом и крышкой одинаковой толщины с обеих сторон вкладыша. Самая тонкая прокладка располагается у крышки.

5. Самоустанавливающиеся цельные. Служат для компенсации перекосов осей вала и отверстия опоры за счет сферической поверхности сопряжения вкладыша и корпуса. Чаще применяются для многоопорных валов.

6. Сегментные самоустанавливающиеся подшипники. Вкладыши подшипников состоят из трех и более подушек сегментной формы, равномерно расположенных по окружности таким образом, что могут свободно устанавливаться относительно шейки вала, поворачиваясь в осевой и радиальной плоскостях. Подшипники обеспечивают безвибрационную работу узла.

7. Многоклиновые цельные регулируемые. Вкладыш имеет конусную наружную поверхность. При осевом перемещении вкладыш за счет вращения гайки сжимается, образуя с валом несколько суживающихся зазоров. Получаемые таким образом несколько масляных клиньев обеспечивают валу хорошее центрирование и безвибрационную работу.

8. Газостатические. В зазор между шейкой вала и вкладышем в нескольких местах подается под давлением воздух, обеспечивающий воздушную смазку. Опоры обладают минимальным моментом трения. Применяются для подшипников с малыми нагрузками и высокими скоростями скольжения.

9. Гидростатические. Вкладыш имеет несколько (обычно четыре) несущих камер, куда под давлением подается масло. Опоры обладают ничтожно малым коэффициентом трения при трогании с места (до 10-6). Применяются при необходимости высокой точности вращения, а также для тяжелонагруженных валов.

10. Гидро- и газодинамические. При определенных значениях зазора между шейкой и вкладышем и скорости выше минимальной за счет гидро- и газодинамического эффекта данные опоры обеспечивают жидкостное трение в подшипнике, т.е. отсутствие непосредственного контакта между шейкой вала и вкладышем. Применяются для опор шпинделей при высоких частотах вращения.

Материал втулок и вкладышей подшипников скольжения выбирают в зависимости от условий эксплуатации.

11. Подпятники. Воспринимают осевые силы. Рабочая поверхность - круг или кольцо. По типам делятся на: гладкие и сегментные с неподвижным подпятником, сегментные самоустанавливающиеся, гребенчатые, гидростатические. Материал подпятника: чугун, сталь, бронза, алюминиевые сплавы, баббиты, дерево, а также сталь с заливкой опорной поверхности баббитом.

51.

52. Классификация муфт

Многообразие требований, предъявляемых к муфтам, и различные условия их работы обусловили создание большого количества конструкций муфт, которые классифицируют по различным признакам на группы.

По принципу действия:

1) постоянные муфты, осуществляющие постоянное соединение валов между собой;

2) сцепные муфты, допускающие во время работы сцепление и расцепление валов с помощью системы управления;

3) самоуправляемые муфты, автоматически разъединяющие валы при изменении заданного режима работы машины.

По характеру работы:

1) жесткие муфты, передающие вместе с вращающим моментом вибрации, толчки и удары;

2) упругие муфты, амортизирующие вибрации, толчки и удары при передаче вращающего момента благодаря наличию упругих элементов — различных пружин, резиновых втулок и др.

Группы (механические, гидродинамические, электромагнитные). Рассматриваются только механические муфты. Электромагнитные и гидравлические муфты изучают в специальных курсах.

Подгруппы:

1) жёсткие,

2) компенсирующие,

3) упругие,

4) предохранительные,

5) обгонные.

Виды:

1) фрикционные, 2) с разрушаемым элементом.

Конструктивные исполнения:

1) кулачковые,

2) шариковые,

3) зубчатые,

4) фланцевые,

5) втулочно-пальцевые,

6)втулочные.