Книги, научные публикации Pages:     | 1 | 2 | -- [ Страница 1 ] --

МНСТЕРСТВО ОСВТИ НАУКИ УКРАпНИ Нацональний унверситет кораблебудування мен адмрала Макарова В. В. АЛЕКСкНКО ОСНОВИ

РОЗРАХУНКУ КОНСТРУЮВАННЯ ЕЛЕМЕНТВ СУДНОВИХ МАШИН МЕХАНЗМВ Рекомендовано Мнстерством освти науки Украни як навчальний посбник Миколав НУК 2004 УДК 621.81 ББК 34.44 А 47 Рекомендовано Мнстерством освти науки Украни як навчальний посбник, лист № 14/18.2-574 вд 21.03.2003 р.

Рецензенти:

В.Д. Будак, д-р техн. наук, проф.;

А.Я. Казарзов, д-р техн. наук, проф.

Алекснко В.В.

А 47 Основи розрахунку конструювання елементв судно вих машин механзмв: Навчальний посбник. - Миколав:

НУК, 2004. - 140 с.

ISBN 966Ц321Ц008 - У навчальному посбнику викладено загальн основи конструю вання розрахунку деталей суднових машин механзмв загального призначення. Розглянуто методи розрахунку конструювання нарз них з'днань, механчних передач, валв та х опор, а також визначен основи конструювання приводв суднових машин.

Посбник призначено для студентв усх форм навчання (включа ючи заочну та дистанцйну) машинобудвного, кораблебудвного та нституту автоматики та електротехнки, як вивчають дисциплни:

"Основи конструювання";

"Детал машин основи конструювання ма шин";

"Основи конструювання елементв приладв";

"Конструювання машин та механзмв - прикладна механка".

УДК 621. ББК 34. й Алекснко В.В., ISBN 966Ц321Ц008 - й Видавництво НУК, ВСТУП У даному посбнику на основ знань, набутих пд час вивчення креслення, технолог матералв, теоретично механки, опору ма тералв та нших дисциплн, викладен основи розрахунку рацо нального конструювання елементв суднових машин механзмв.

Питання, як розглядаються у посбнику, зведено в три розд ли. У першому роздл розглянуто питання конструювання розра хунку нарзних з'днань та х деталей. У другому - механчн пере дач, основи проектування деталей машин, вузлв машин х дета лей. Третй роздл присвячений деталям збрним одиницям пере дач (вали, ос, пдшипники).

У навчальному посбнику, крм теоретичних вдомостей, наве дено багато варантв задач. Кожен роздл закнчуться прикла дами оцнки мцност деталей машин, що дозволить студентам за своти матерал набути нженерних навикв у розв'язанн подб них задач вибор найбльш вдповдного варанта. Для цього в додатку наведен приклади розв'язання задач до кожного роздлу посбника.

Пд час конструювання деталей машин велику увагу придля ють стандартизац та унфкац. У машнобудуванн стандарти введен на вс найбльш поширен детал, х елементи, термноло гю, позначення визначення. Пд час проектування необхдно ке руватися дючими ГОСТами.

Вимоги до конструкц деталей машин Машинобудування забезпечу свою продукцю вс галуз народного господарства. Вд призначення машини залежать ви моги, як ставлять до не.

Досконалсть конструкц деталей машин оцнюють за х праце здатнстю та економчнстю. Працездатнсть виробу забезпечуться його надйнстю, тобто властивстю виконувати задан функц, збе ргаючи сво експлуатацйн показники в заданих межах протягом потрбного промжку часу або потрбного наробтку (тобто тривало ст або обсягу роботи). Надйнсть виробу залежить вд його безвд мовност, довговчност частин, ремонтопридатност збергання.

Основними критерями працездатност мцнсть (статична, втомленсна контактна), жорстксть, стйксть проти спрацюван ня теплостйксть при виконанн робочих функцй протягом зада ного строку. Щоб забезпечити ц критер працездатност, треба в процес проектування деталей машин виконувати вдповдн пере врн розрахунки [7].

Мцнсть - основний критерй працездатност для бльшост деталей машин. Деталь не повинна руйнуватися, бо поломки при зводять не тльки до матерального збитку, а до нещасних випад кв. Недопустим також значн залишков деформац деталей.

Розмри деталей залежать вд величини характеру дючого навантаження, а також вд умов роботи. В розрахунках на мцнсть особливу увагу придляють допустимим напруженням вибору за пасв мцност.

Жорстксть деталей - це х здатнсть чинити опр змн форми розмрв пд дю навантажень. Для рзних деталей, наприклад ва в, установлено норми жорсткост, як забезпечують задовльну роботу пдшипникв деталей передач.

Стйксть проти спрацювання - властивсть матералу чинити опр спрацюванню. Якщо детал спрацьовуються, х мцнсть може зменшитись внаслдок зменшення перерзв збльшення динамч них навантажень;

можливе також повне механчне спрацювання, зростання шуму (у швидкохдних транспортних технологчних машинах). Стйксть проти спрацювання деталей забезпечуться пдвищенням твердост, вибором оптимальних параметрв шорст кост поверхн, захистом вд забруднення подаванням мастила до тертьових поверхонь. Стйксть проти спрацювання пдшипникв значно пдвищуться, якщо забезпечено режим рдинного тертя.

Економчнсть виробв визначаться х вартстю та експлуа тацйними витратами. Тому основними вимогами до виробв з то чки зору економчност найменша витрата матералу, застосу вання недефцитних матералв, технологчнсть конструкц, ви сокий механчний ККД, найменш габаритн розмри, вдповднсть стандартам мал витрати пд час експлуатац.

Загальн положення. З'днання деталей машин Мета створення машин - пдвищення продуктивност та по легшення фзично розумово прац людини. Машини допомага ють у виконанн роботи в управлнн виробництвом. Складови ми частинами машин механзми, призначен для перетворення одних видв руху в нш. Будь-яка машина, механзм або прилад складаються з окремих деталей, як об'днуються в складальн одиниц.

Деталлю називають вирб, виготовлений з однордного за на звою маркою матералу без застосування складальних операцй;

складальна одиниця - вирб, складов частини якого з'днують мж собою, застосовуючи складальн операц. З безлч деталей мож на видлити так, що майже в усх машинах (болти, гайки, зубчас т колеса, вали тощо). - детал називають деталями загального при значення;

вони предметом вивчення розрахунку у цьому посбни ку.

Детал у машин зв'язан мж собою. - зв'язки можна подлити на рухом (зачеплення, пдшипники тощо) нерухом (болтов, шпонков та н.). Нерухом зв'язки дають можливсть розчленува ти машини на вузли та детал для спрощення виробництва, полег шення зборки, ремонту, транспортування.

Нерухом зв'язки в технц називають з'днаннями.

З'днання деталей у машинах подляють на дв основн групи:

рознмн нерознмн.

Рознмн з'днання (нарзн, шпонков, шлцьов та н.) допуска ють багаторазове складання розбирання без руйнування з'дну вальних деталей.

Нерознмн з'днання (заклепочн, зварн, клейов та н.) можна розбрати, лише зруйнувавши з'днувальн елементи (заклепки, зварн шви тощо).

Нерознмн з'днання у даному посбнику не розглядаються.

1. '. ' У даному роздл розглянуто призначення, типи, застосуван ня, та розрахунки нарзних з'днань.

Перевагою нарзних з'днань висока надйнсть, зручнсть складання розбирання, можливсть створення великих осьових зусиль, простота, вдносно невисока вартсть завдяки стандарти зац масовому характеру виробництва крпильних нарзних де талей.

Недолком нарзних з'днань варто вважати концентрацю на пружень у западинах рз, що знижу мцнсть вд утомленост нарз ного з'днання.

1.1. Загальн вдомост про нарзн з'днання Рзь - виступи, утворен на основнй поверхн гвинтв або га йок розташован по гвинтовй н.

За формою основно поверхн розрзняють цилндричн конч н рз. Найбльш розповсюджена цилндрична рзь. Кончну рзь застосовують для щльних з'днань труб, маслянок, пробок т. н.

Профль рз - перерз рз в площин, яка проходить через всь основно поверхн. За формою профлю розрзняють трикутн, пря мокутн, трапецподбн, кругл та нш рз.

За напрямком гвинтово н розрзняють праву та ву рз. У правй рз гвинтова ня йде злва направо наверх, у вй - спра ва налво наверх. Найбльш розповсюджена права рзь. Лву рзь застосовують тльки в спецальних випадках.

Якщо нарзн виступи розташован по двох або деклькох пара лельних гвинтових нях, то вони утворюють багатозахдну рзь.

За числом заходв розрзняють однозахдну, двозахдну та нш рз.

Найбльш розповсюджена однозахдна рзь. Ус крпильн рз од нозахдн. Багатозахдн рз застосовуються переважно в ходо вих гвинтових механзмах. Число заходв бльше трьох застосо вують рдко.

З'днання деталей за допомогою рз одним з старших най поширених видв рознмного з'днання. До нарзних з'днань нале жать детал, як скрплюють болтами, гайками, шпильками, стяж ками, нарзними муфтами тощо. Основним скрплювальним елемен том такого з'днання рзь, параметрами яко : зовншнй да метр d, внутршнй d1 середнй d2;

кут пдйому (кут пдйому гвинтово н рз на цилндр даметром d2);

висота вихдного три кутника H;

крок рз p (вдстань мж сусднми однойменними бч ними сторонами профлю в напрям, паралельному ос рз);

хд рз p ;

число заходв n, тобто число ниток рз, що припада на хд;

h - робоча висота профлю, по якй торкаються боков сторони рзей гвинта гайки (рис. 1.1). Для однозахдно рз (рис. 1.2,а) крок хд дорвнюють один одному;

для багатозахдно рз (рис. 1.2,б) p = pn.

Гайка h H d2 (D2) d (D) р H = 0,86603р d1 (D1) Гвинт Рис. 1. р р' р р = р' a б Рис. 1. Кут пдйому рз визначають з розгортки гвинтово н на цилндр даметром d2 (рис. 1.3):

tg = p / (d 2 ) = pn / (d 2 ).

За призначенням рз подляються на крпильн, як використовують для р' скрплення деталей, крпи льно-ущльнювальн, при значен для герметичного d2 скрплення деталей, рз, як використовують для передавання руху, на Рис. 1. приклад гвинт - гайка.

У машинобудуванн суднобудуванн для нарзних з'днань застосовують переважно однозахдн крпильн метричн рз, як мають трикутний профль нарзки з кутом при вершин = 60.

Крм метрично, сну дюймова рзь, прийнята в ряд захдних кран. Ця рзь ма трикутний профль з кутом при вершин = 55.

Ус елементи дюймово рз вимрюють дюймами (1 дюйм = = 25,4 мм), а величину кроку задають числом ниток (виткв) на вдрзку рз в один дюйм.

Вдповдно до стандарту метричн рз залежно вд величини кроку при одному зовншньому даметр подляють на рз з круп ним дрбним кроками. Параметри рз з крупним дрбним крока ми визначаються ГОСТ 9150Ц81.

Рз з дрбним кроком через малу висоту профлю менше ослаб люють нарзану частину стержня, мають вищу опрнсть самовд гвинчуванню. Тому застосовують переважно у високонапруже них суднових з'днаннях, а також у точнй механц машинобуду ванн.

На рис. 1.4 зображено профл прямокутно (а), трапецподб но (б) упорно (в) рзей, як застосовують для вантажних гвинтв домкратв, ходових гвинтв металорзальних верстатв тощо. Роз мри трапецподбно упорно рзей регламентован стандарта ми;

прямокутна рзь не стандартизована.

На залзничному транспорт, а також для цоколв електрич них ламп в деяких нших випадках застосовують круглу рзь (рис. 1.4,г).

Для з'днання труб використовують особливу трикутну рзь з профльним кутом = 55, яка забезпечу герметичне з'днання.

Ця рзь стандартизована називаться трубною. За номнальний даметр трубно рз, нарзано на зовншнй поверхн труби, умов р/ 30 р р d d d d1 d а б d2 r 3 r 30 р r р d d d d в г Рис. 1. но прийнято даметр отвору, вимряний у дюймах. Оскльки тру би виготовлен з рзною товщиною стнок, то даметр отвору тру би не завжди дорвню номнальному даметру рз.

1.2. Силов спввдношення та умови самогальмування у гвинтовй пар Для розгляду сил у гвинтовй пар зручно розгорнути виток прямокутно рз по середньому даметру d2 у похилу площину, а гайку замнити повзуном. Пднманню повзуна по похилй площи н вдповда нагвинчування гайки на гвинт.

У нарзних з'днаннях можна знайти залежнсть мж моментом, прикладеним до гайки, та осьовою силою гвинта (рис. 1.5).

Якщо гвинт навантажено осьовою силою F, то для загвинчу вання гайки до ключа необхдно прикласти момент Tзагв, який ви значаться за виразом Tзагв = Т т + Т р, де Тт - момент тертя на опорному торц гайки;

Тр - момент сил у рз, який утриму стержень вд обертання, Т т = Ff (Dcер / 2 ) ;

Dсер - середнй радус опорного торця гайки, Dсер = (D1 + dотв )/ 2 ;

D1 - зов ншнй даметр опорного торця гайки;

dотв - даметр отвору пд гвинт;

f - коефцнт тертя на торц гайки.

Момент сил у рз визначимо, розглянувши гайку як повзун, який пдйматься по витках рз як по похилй площин (рис. 1.6).

Повзун знаходиться в рвноваз, якщо рвнодюча Fn системи зовншнх сил вдхилена вд нормал n - n на кут.

У даному випадку зовншнми будуть осьова сила F та колова Ft = 2T р / d 2, але Ft = F tg( + ) (див. рис. 1.6). Звдси T р = 0,5 Fd 2 tg ( + ), де - кут пдйому рз, tg = p/ (d2 ) ;

- кут тертя у рз, tg = = f/ (cos );

= /2.

Момент загвинчування гайки визначаться за виразом Tзагв = 0,5 Fd2 [(Dсер / d2 ) f + tg( + )].

Tзагв TР d отв F D Tзагв L F роб Рис. 1. Коефцнт корисно д у рз = tg / tg( + ).

n 90 Ft р' Fn F n Риc. 1. У самогальмвних передачах < ККД менше 0,5. Бльшсть гвинтових механзмв самогальмвн. Пдвищити ККД гвинтових механзмв можна завдяки зниженню тертя у рз шляхом застосу вання антифрикцйних металв, старанно обробки змащення по верхн тертя тощо.

1.3. Розрахунок на мцнсть стержня гвинта (болта) при рзних випадках навантаження Розподл навантаження по витках рз гайки залежить вд ряду причин, у тому числ вд конструкц, пружних властивостей ма тералу гайки болта, вд неточностей виготовлення ступеня спра цювання рз. Тому мцнсть рз перевряють не справжнми, а умовними напруженнями, як порвнюють з допустимими.

Визначаючи умовн напруження, вважають, що вс витки рз навантажен рвномрно.

Стержень болта навантажено тльки зовншньою силою. Роз глянемо як приклад нарзану длянку вантажного гака (рис. 1.7).

Пд дю зовншньо сили стержень нарзано частини працюва тиме тльки на розтяг. Небезпечним перерз, ослаблений нарз кою. Площу цього перерзу оцнюють наближено за внутршнм даметром рз d1. Умова мцност для цього випадку [ ] р = F / ( / 4 )d12 [ р ], F де [ р ] - допустим напруження розтягу, [ p ] = 0,6 т.

З ц формули можна визначити розра хунковий даметр рз:

d1 4 F /( [ p ]).

За знайденою величиною d1 визначають ус нш розмри вдповдно до стандартно рз. Гайку також добирають за стандартом, F але за необхдност можна сконструювати спецальну гайку. Риc. 1. Розрахунок затягнутого болтового з'д нання, не навантаженого зовншньою силою. Прикладом такого з'днання може бути крплення кришок люка, корпусв машин, як не зазнають тиску рдини або газу (рис. 1.8). У розглянутому з'д нанн стержень болта розтягуться Fзат силою затягування Fзат скручуть ся моментом, який дорвню момен ту Тр у рз.

Напруження розтягу зм [ ] p = Fзат / ( / 4 )d12.

Найбльше напруження крутння вд момента Тр = Т p /Wp = 0,5Fзат d 2 tg( + ) / (0,2 d13 ), де Wp = 0,2 d13 - момент опору крутн Fзат ня болта.

Необхдне значення сили затягу- Рис. 1. вання Fзат = А зм, де А - площа стику деталей, яка припада на один болт;

зм - напруження зминання у стику деталей, значення якого вибирають за умовою герметичност.

Мцнсть болта визначають за екввалентними напруженнями (за енергетичною теорю мцност):

екв = 2 + 32 [ р ].

p к Кут пдйому крпильно рз змнються в межах вд 1,5 до 4.

Зведений кут тертя = arctg f/cos залежить вд коефцнта тер тя, який знаходиться в межах вд 0,1 до 0,3.

Пдставляючи середн значення , дстанемо для болтв з стан дартною метричною рззю екв 1,3 p.

Тод [ ] екв = 1,3Fзат / ( / 4 )d12 [ p ].

Отже, болт, який працю на розтягування крутння, можна розрахувати як на розтягування за збльшеною в 1,3 разу силою затягування.

Розрахунковий даметр болта d1 = 1,3 4 Fзат / ([ p ]).

Розрахунок затягнутого болтового з'днання, навантаженого зовншньою осьовою силою (крплення болтами чи шпильками флан цв або кришок резервуарв, трубопроводв, цилндрв тощо, як працюють пд тиском). З'днання з попереднм затягуванням мо жуть бути з ущльнювальною прокладкою (рис. 1.9) або без не.

Основна вимога до такого з'днання - вдсутнсть зазору пд час навантаження (щоб не розкрився стик). Пд час затягування з'д нання болти або шпильки видовжуються, а прокладки фланц сти скаються. Болт з'днувальн детал при цьому навантажен си лою затягування Fзат. Потм до з'днання прикладаться зовншня осьова сила F = R / z, яка д на один болт (z - число болтв). Пд дю ц сили болт видовжиться на величину. На таку саму ве личину зменшиться стиск з'днуваних деталей вдповдно наван таження на болт з боку деталей зменшиться. Оскльки змна наван таження на болт з боку деталей пов'язана з силою F, умовились вважати, що частину сили F сприйма болт, решту - стик.

Fзат 2 P Fзат D R Рис. 1. Позначимо коефцнт зовншнього навантаження, що пока зу, яку частину зовншнього навантаження вд сили F сприйма болт. Тод = F б = (1 )F д, де б - пддатливсть болта, тобто його видовження пд дю сили в один ньютон (1 Н);

д - пддатливсть з'днуваних деталей. З ц формули дстанемо = д / ( б + д ).

Якщо металев детал з'днан без прокладок, то = 0,2...0,3, а якщо з пружними прокладками, = 0,4...0,5.

Дал визначамо прирст навантаження на болт Fб = F. Роз рахункове (сумарне) навантаження на болт Fб = Fзат + F. Тиск у стику деталей вд одного болта Fст = Fзат (1 )F.

Стик розкриваться, коли F = 0 або (1 )q = F. Щоб гаранту вати надйнсть стику, треба виконати умову Fзат = (1 )F, де - коефцнт запасу;

= 1,25...1,50 у стику без прокладок при сталому зовншньому навантаженн;

= 1,5...4,0 при змнному зо вншньому навантаженн. Щоб у з'днаннях з прокладками досяг ти герметичност, коефцнт рекомендуться пдвищити до 4,0.

Вище було показано, що болти з попереднм затягуванням роз раховують за збльшеною в 1,3 разу силою затягування Fзат. Крм того, треба врахувати частину зовншньо сили F = q, яку сприй ма болт. Розрахункова сила для болта розглянутого з'днання F рз = 1,3Fзат + F, а розрахунковий даметр рз болта d1 = = 4 F рз /( [ p ]).

Розрахунок затягнутого болтового з'днання, навантаженого поперечною силою. Умовою надйност з'днання вдсутнсть зсуву деталей у стику. Конструкця може бути у двох варантах: з за зором без зазору. Болтове з'днання, навантажене поперечною силою, наведено на рис. 1.10.

Щоб запобгти вдносному зсуву з'днуваних деталей, у мсц стику затягуванням болтв треба створити вдповдну силу тертя.

Для гарант сила тертя повинна перевищувати зсувну силу. Умо ва мцност з'днання для болтв, встановлених з зазором (рис. 1.10,а), така:

F iFтер = iFзат f або Fзат = kF / (if ), де i - число площин тертя (для рис. 1.10,а i = 2);

при з'днанн двох деталей i = 1;

f - коефцнт тертя у стику (f 0,15...0,20);

k - коефцнт запасу (k = 1,3...1,5 - стале навантаження;

k =1,8...2,0 - змнне навантаження).

Мцнсть болта оцнюють за екввалентними напруженнями.

Зазначимо, що в з'днанн, в якому болт встановлений з зазором, зовншн навантаження не передаться на болт. Тому болт розра ховують тльки на статичну мцнсть за зусиллям затягування на вть при змнному зовншньому навантаженн. Вплив змнного на вантаження враховуться при вибор бльш високих значень кое фцнта запасу.

Fзат Fзат F/ F тер F тер 1 F тер F F F F тер 2 Fзат F F тер F тер Fзат Fзат a F зм зр F F F d зм зр зм б Рис. 1. Болт встановлений без зазору. У таких з'днаннях болти пра цюють на зрз зминання (див. рис. 1.10,б).

Умови мцност такого болта наступн:

за напруженнями зрзу [ ] зр = F / ( / 4 )d 2 i [ зр ];

за напруженнями зминання при з'днанн двох деталей зм = F / (d ) [ зм ], при з'днанн трьох деталей зм = F / (2d1 ) [ зм ], зм = F / (d2 ) [ зм ], де d - даметр стержня болта;

- товщина одн з з'днуваних деталей;

i - число площин зрзу (для схеми рис. 1.10,б = 2);

1, 2 - вдповдно товщина крайньо та середньо деталей.

1.4. Розрахунок клемових з'днань Клемов з'днання застосовують для закрплення на валах або нших цилндричних стержнях кривошипв, важелв та нших дета лей. Перевагами клемових з'днань вдсутнсть шпонок, що до пуска встановлення деталей у будь-якому кутовому положенн на будь-якому мсц по довжин вала, простота монтажу демон тажу, можливсть перестановки регулювання. За конструктив ними ознаками розрзняють два основн типи клемових з'днань: з маточиною, яка ма прорз (рис. 1.11,а), з рознмною маточиною (рис. 1.11,б). Рознмна маточина збльшу масу вартсть з'днан ня, але при цьому можливсть встановлювати клему в будь-якй частин вала незалежно вд форми сусднх длянок та нших роз ташованих на валу деталей. Вдносну нерухомсть деталей кле мового з'днання досягають за рахунок тертя деталей на поверхн з'днання, яке виника вд затяжки болтв. - сили тертя дозволя ють навантажувати з'днання як моментом (T = Fl), так осьовою силою Fa. З'днання, навантажене тльки силами тертя, недостат ньо надйне. Тому не рекомендують застосовувати клемов з'д нання для передач великого навантаження.

Fзат L а F а Fn Fn* Fn* Fn d Fзат а Fзат Fзат Pf P Fзат Fзат F L б Рис. 1. 1.5. Розрахунок на мцнсть Умовою передавання зовншнього момента вд важеля до вала рвнсть T = Tт, де T = Fl - момент зовншнх сил;

- коефцнт запасу, = 1,2...1,3;

Tт = fFn d - момент сил тертя на поверхн вала;

f - коефцнт тертя стал по чавуну, f = 0,15...0,20;

Fn - нормальна сила;

d - даметр вала.

Отже, T = fFn d або Fn = T / ( fd ).

Припустимо, що половинки маточини клеми з'днан з важе лем шарнрно в точц 0, складемо для одн половинки рвняння рвноваги, не беручи до уваги тертя:

M0 (F ) = 0 ;

zF 2 a Fn a = 0, де z - число болтв.

Звдси сила затягування одного болта Fзат = Fn a / (2 az ) = T / (2 fdz ).

Оскльки болт при затягуванн силою Fзат зазна скручуван ня, то розрахункове навантаження на болт F рз = 1,3Fзат. Звдси роз рахунковий даметр болта d1 4 F рз /( [ p ]).

Неважко помтити, що розрахункова формула для болтв, по ставлених з зазором, у з'днаннях усх видв не змнються.

1.6. Передача гвинт - гайка Передача гвинт - гайка призначена для перетворення оберталь ного руху в поступальний, а нод навпаки. При цьому як гвинт, так гайка можуть мати або один з названих рухв, або обидва рухи одночасно.

Перевагами передач гвинт - гайка можливсть забезпечення повльного руху при великому виграш в сил, простота конструк ц, здатнсть сприймати велик навантаження, висока точнсть пе ремщень. До недолкв слд вднести велике тертя у нарзнй пар, що зумовлю пдвищене спрацювання низький ККД.

Конструкця деталей передач. Гвинти у гвинтових передачах подляються на вантажн (домкрати, преси) ходов (призначен для забезпечення точних перемщень у металорзальних верста тах вимрювальних приладах). Гвинти мають переважно трапе цподбну рзь, а при силах, напрямлених в один бк, - упорну.

Прямокутну рзь, тертя в якй менше, нж у трапецподбнй, ши роко не застосовують, бо не можна обробляти фрезеруванням шлфуванням. Гайки вантажних неточних ходових гвинтв виго товляють суцльними (рис. 1.12,а). Гайки механзмв, як потребу ють точних перемщень, виготовляють складеними або розрзни ми, щоб усунути зазори, утворюван пд час виготовлення скла дання або в результат спрацювання (рис. 1.12,б). У ряд конструк цй, де необхдно зменшити втрати на тертя в рз, застосовують куль ков гвинтов пари, в яких тертя ко взання замнено тертям кочення. Та ким чином збльшуться ККД.

У суднових гвинтових механз мах обертання гвинта або гайки ви конуться звичайно за допомогою маховика, шестерн т. п. При цьо му передаточне вдношення умовно можна виразити вдношенням коло а вого перемщення маховика Sм до пе ремщення гайки (гвинта) Sг:

u = Sм / Sг = dм р, де dм - даметр маховика (шестерн б т. п.);

р - хд гвинта.

При малому р порвняно ве ликому dм можна отримати велике б u. Наприклад, при р = 1 мм dм = Рис. 1. = 200 мм u = 628.

Залежнсть мж коловою силою Ft на маховику осьовою си лою Fa на гайц (гвинт) запишемо у вигляд Ft = Fau, де - ККД гвинтово пари.

Для u = 628 = 0,3 мамо Fa = 190Ft.

Таким чином, проста компактна конструкця передач гвинт - гайка да виграш у сил та викону повльн точн перемщення.

Коефцнт корисно д гвинтово пари. Вдношення величини корисно роботи до витрачено за один оберт ланки, яка рухаться обертально, визнача ККД:

= Aк / Aв = Ft / (Pd 2 ) = tg/tg ( + ), де t - величина вдносного осьового перемщення гвинта (гайка) за один оберт;

t = d2tg;

Р - зусилля робтника, прикладене до маховика, Н;

Р = Ftg( + ).

Водночас зазначимо, що з збльшенням кута пдйому рз ККД зроста, а виграш у сил зменшуться.

Прикладом конструкц вантажно передач гвинт - гайка може бути домкрат (рис. 1.13). Домкрат одним з найпростших ванта жопдйомних пристров, як застосовують у рзномантних галу зях технки: пд час побудови корпусв суден, у будвництв, на транспорт, а також у машинобудуванн. Основними деталями домкрата литий чавунний корпус 1, гвинт 2 гайка 3, запресова на в корпус;

обертальний момент на гвинт створюють рукоят кою 4 або механчною передачею. Сила, прикладена до рукоятки, змушу гвинт обертатися перемщуватися вертикально. Вага вантажу, який пднмають, передаться гвинту через чашку 5, уста новлену на верхньому кнц гвинта.

1.7. Розрахунок передач гвинт - гайка Передач гвинт - гайка розраховують на спрацювання робо чих поверхонь, на мцнсть гвинта гайки та на поздовжню стй ксть гвинта (при стисканн) [4].

Розрахунок на спрацювання. Швидксть вдносного ковзання в рз звичайно в 10...40 разв бльша, нж швидксть осьового пере мщення. Велике вдносне ковзання виткв гайки гвинта пд наван 5 d0 = 2d L F l3 = d d3 = 0,6 d F роб d l D d l1 = 1,6 d l2 = [1,8...2,0] d h d4 + H D 1,5 p D D3 = 1,7d d D4 - D + d + (10 мм) Hmax D H H б h d H d гв + (2...4 мм) t d 10...15 мм D D D в а Рис. 1. таженням веде до спрацювання х робочих поверхонь, що основ ною причиною виходу передач з ладу.

Середнй тиск у рз (переврочний розрахунок) q = F / (d 2 hz ) [q ], де F - осьова розрахункова сила, яка д на гвинт;

d2 - середнй даметр рз;

h - робоча висота профлю рз;

z - число виткв рз гайки;

[q] - допустимий робочий тиск у рз.

Щоб забезпечити необхдну стйксть передач до спрацюван ня, беруть занижен значення [q]. Для пари сталь - чавун [q] = = 4...6 МПа, для пари сталь - бронза [q] = 8...12 МПа.

Для проектного розрахунку формулу для визначення середньо го тиску доцльно перетворити, замнивши z = H/p. Позначивши коефцнт висоти гайки Н = H/d2 та коефцнт висоти рз h = h / p, де H - висота гайки, отримамо cереднй даметр рз:

d2 = F / ( Н h [q ]).

Величину кроку визначають звичайно кнематичним розра хунком;

коефцнт висоти гайки беруть у межах Н =1,2...2,5 для суцльних гайок Н =2,5...3,5 для рознмних. Бльш значення за стосовують для рзей менших даметрв.

Для трапецподбних прямокутних рзей коефцнт висоти рз h = 0,5, для упорних h = 0,75. Значення [q] у рз гвинтових механзмв точних перемщень, наприклад у длильних ланцюгах верстатв, приймають у 2...3 рази менше, нж у гвинтв загального призначення.

Розрахунок гвинта на мцнсть. Тло гвинта зазна одночасно д осьово сили Fa, яка розтягу або стиска гвинт, скручуваль ного момента Tp. Для дуже навантажених гвинтв переврочний роз рахунок на мцнсть виконують за екввалентним напруженням:

екв = 2 + 4 2 [ р ], p к де р = 4 F / (d1 );

к = Tр /Wр = Tр / (0,2 d1 ).

2 Рзь, параметри яко визначаються з розрахунку на спрацю вання, як правило, ма надтискову мцнсть на зрз. Тому витки рз та гвинта на зрз звичайно не розраховують.

Розрахунок гвинта на стйксть. Якщо стержень гвинта, що ма велику вльну довжину, працю на стиск, то гвинт треба перев рити на стйксть за формулою = F / (d12 / 4 ) [ ], де [] = т /[n ];

[n ] - допустимий коефцнт запасу мцност, який беруть [n] = 2...4;

- коефцнт поздовжнього згину (вибираться з табл. 1.1).

Таблиця 1.1. Залежнсть коефцнта поздовжнього згину вд гнучкост 30 50 60 80 100 120 140 0,91 0,86 0,82 0,70 0,51 0,37 0,29 0, 0,91 0,83 0,79 0,65 0,43 0,30 0,23 0, Примтка. Нижн значення для стал пдвищено якост.

Гнучксть визначають за формулою = l / i, де - коефцнт закрплення;

= 1, якщо в мсц закрплення гвин та зазори (шарнрне закрплення кнцв), в нших випадках = 2;

l - робоча довжина гвинта;

i - радус нерц для колового перер зу, i = I min / F = d1 / 4 ;

d1 - внутршнй даметр рз.

1.8. Матерали нарзних деталей Для нарзних деталей використовують вуглецев стал звичай но якост (ГОСТ 380Ц94), яксн конструкцйн (ГОСТ 1050Ц88) легован конструкцйн (ГОСТ 4543Ц71).

Для стандартних крпильних виробв звичайного призначення застосовують стал марок 3, 10, 20, 30, а також нш, хороша де формвнсть яких дозволя виготовляти болти методом холодно висадки з наступним накатуванням рз. Застосування сталей ма рок 35 45 дозволя скористатися термообробкою для одержання бльш високих механчних характеристик з метою зниження габа ритв маси конструкц. Бльш вагоме зниження цих показникв можна отримати при використанн легованих сталей. При цьому межа мцност може бути доведена до 1800 МПа бльше.

Якщо вимоги до зниження маси особливо жорстк, болти виго товляють з титанових сплавв. При цьому х мцнсть близька до болтв, виготовлених з високолегованих сталей, з масою приблиз но в два рази меншою. ншою перевагою болтв з титанових спла вв х висока протикорозйна стйксть.

Вибр матералв нарзних з'днань допустимих напружень.

При вибор матералу треба ураховувати умови роботи (темпе ратуру, корозю тощо), значення характер навантаження, спосб виготовлення (табл. 1.2).

Таблиця 1.2. Залежнсть допустимих напружень вд марки стал Границя, МПа Рекомендован значення допустимих напружень, Марка мцност текучост витривалост МПа стал тим т - [р] [зр] [зм] 4 450 240 180 144 96 5 490 260 190 156 104 20 400 240 170 144 96 35 500 300 180 180 120 40 500 270 200 162 108 45 500 360 240 216 144 50 600 300 240 180 120 40Х 800 640 280 384 256 1.9. Вимоги до виконання контрольних робт У процес вивчення дисциплни "Основи конструювання ма шин детал машин" кожному студенту необхдно виконати три контрольн роботи.

Для виконання першо контрольно роботи студент вибира варант вдповдно до порядкового номера в навчальному журна л групи. Для виконання друго контрольно роботи номер задач вибираться за передостанньою цифрою номера залково книж ки, а дан варанта - за останньою цифрою номера залково книжки.

Рекомендац до виконання третьо контрольно роботи наведен на с. 74.

Пд час розв'язання друго контрольно роботи студенту не обхдно виконати олвцем ескз до дано задач без масштабу.

Пд час розв'язання третьо контрольно роботи необхдно ви конати робоче креслення зубчастого (цилндричного, кончного) або черв'ячного колеса в масштаб М 1:1 на аркуш формату А3.

Контрольн роботи оформляти у вигляд розрахунково-пояс нювально записки на аркушах формату А4 за ГОСТ 2.301Ц68.

1.10. Контрольна робота Задача Розрахувати гвинтовий домкрат з зусиллям, яке д по ос гвинта F (див. рис. 1.13,а).

В результат розрахунку визначити розмри рз гвинта за умо вами мцност на знос;

вибрати параметри рз за ГОСТом;

висоту гайки H;

зовншнй даметр гайки D;

даметр буртика гайки його висоту h (див. рис. 1.13,в);

довжину L даметр важеля;

ККД гвинтово пари загальний ККД домкрата;

розмри головки дом крата (див. рис. 1.13,в) корпусу.

Рис. 1.13,а виконати олвцем на аркуш формату А3 у мас штаб 1:1.

Дан для розрахункв вибрати з табл. 1.3.

Таблиця 1.3. Дан для розрахунку домкрата Висота Матерали Коефцнт тертя F, пдйому Варант Рзь на поверх- вантажу кН гвинта гайки в рз f н fт Н0, мм 1 40,0 Трапе- Ст4 БрОФ6.5-0.15 0,10 0,16 цпо дбна 2 50,0 - Ст5 БрОЦС6-6-3 0,11 0,15 3 6,0 - Сталь 35 - 0,11 0,15 4 7,0 Упорна Сталь 40 - 0,11 0,14 5 8,0 - Сталь 45 БрОФ6.5-0.15 0,10 0,15 6 60,0 - Сталь 45 - 0,10 0,16 Продовж. табл. 1. Коефцнт тертя Висота Матерали F, на поверх- пдйому Варант Рзь кН вантажу гвинта гайки в рз f н fт Н0, мм 7 10 Трапе- Сталь 40 БрОФ10Ц1 0,13 0,16 цпо дбна 8 8,0 - Сталь 35 - 0,13 0,16 9 10,0 - Ст4 - 0,14 0,12 10 11,0 Упорна Ст4 - 0,15 0,14 11 9,0 - Сталь 45 БрАЖ9Ц4 0,12 0,15 12 8,5 - Сталь 40 - 0,14 0,17 13 12,0 - Сталь 30 - 0,14 0,14 15 10,5 - Сталь 40 - 0,11 0,14 16 15,0 - Ст4 БрОФ10Ц1 0,10 0,15 17 19,0 - Ст5 - 0,11 0,14 18 23,0 - Сталь 40 - 0,12 0,16 19 25,0 - Сталь 35 - 0,12 0,15 20 29,0 - Сталь 50 - 0,10 0,11 21 31,0 - Сталь 20 БрАЖ9Ц4 0,12 0,15 22 33,0 - Ст4 - 0,14 0,14 23 35,0 - Ст5 - 0,14 0,15 24 40,0 - Сталь 35 - 0,10 0,18 25 38,0 - Сталь 40 - 0,12 0,14 26 36,0 - Сталь 45 БрАЖ9Ц4 0,10 0,16 27 34,0 - Сталь 40 БрОФ10Ц1 0,11 0,15 28 32,0 - Ст5 - 0,12 0,14 29 20,0 - Ст4 - 0,14 0,14 30 26,0 - Сталь 35 - 0,14 0,16 31 60,0 - Сталь 40 - 0,16 0,16 32 50,0 - Сталь 45 БрАЖ9Ц4 0,10 0,12 33 40,0 - Сталь 45 - 0,11 0,15 34 30,0 - Сталь 40 - 0,10 0,16 35 70,0 - Сталь 40Х - 0,11 0,15 36 10,0 - Ст4 БрОФ10Ц1 0,10 0,15 37 11,0 - Сталь 20 - 0,12 0,15 38 12,0 - Сталь 35 - 0,10 0,15 39 13,0 - Сталь 40 - 0,12 0,15 40 14,0 - Сталь 45 - 0,11 0,16 Продовж. табл. 1. Висота Матерали Коефцнт тертя F, пдйому Варант Рзь на поверх- вантажу кН гвинта гайки в рз f н fт Н0, мм 41 15,0 - Ст5 - 0,14 0,16 42 16,0 Упорна Сталь 40Х БрАЖ9Ц4 0,15 0,16 43 17,0 - Сталь 45 - 0,10 0,16 44 18,0 - Сталь 40 - 0,11 0,15 45 90,0 - Сталь 35 - 0,12 0,17 46 95,0 - Ст4 - 0,13 0,17 47 80,0 - Ст5 - 0,10 0,17 48 85,0 - Сталь 20 - 0,11 0,18 49 97,0 Трапе- Сталь 35 - 0,12 0,20 цпо дбна 50 11,7 - Сталь40 БрОФ10Ц1 0,13 0,21 51 12,7 - Сталь40Х - 0,10 0,21 52 13,7 - Сталь 45 - 0,11 0,20 53 14,7 - Ст4 - 0,12 0,18 54 68,0 Упорна Ст5 - 0,13 0,16 55 78,0 - Ст5 - 0,10 0,14 56 88,0 - Ст5 - 0,10 0,14 57 98,0 - Ст5 - 0,10 0,16 58 125,0 - Ст4 - 0,10 0,16 Примтка. Профл та основн розмри рзей наведен у дод. 1Ц3.

Контрольна робота Задача 2 - Розрахувати болти дисково муфти (рис. 1.14) за умовою, що потужнсть P, кВт, передаться муфтою, частота обертання муф ти n, хвЦ1, даметр кола центрв болтв D0, мм, число болтв z.

Розрахунок виконати у двох варантах: болти встановлен з зазором;

болти встановлен без зазору. Дан для розрахунку наве ден в табл. 1.4.

Коефцнт тертя мж пвмуфтами f. Навантаження постйне.

Рзь болтв вибирати за ГОСТом. Матерал болтв вибираться самостйно:

Марка матералу Ст5 Сталь 45 Сталь 50 Сталь 40Х Границя текучост т, МПа 260 360 300 1 d T T D Рис. 1. Допустим напруження розтягу [ p ] = 0,66 т.

Допустим напруження зрзу [ зр ] = 0,44 т.

Таблиця 1.4. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Р, кВт 10 15 14 20 18 25 5 8 11 n, хвЦ1 100 150 130 200 180 200 150 170 200 D0, мм 200 220 240 180 200 150 170 200 220 z 6 6 4 6 6 6 6 6 4 f 0,20 0,15 0,20 0,16 0,20 0,20 0,18 0,16 0,14 0, 1, мм 10 12 14 16 18 20 11 13 15 2, мм 10 12 14 16 18 20 11 13 15 Задача 2 - Визначити силу, яку необхдно прикласти до стандартного ключа L = 15d (див. рис. 1.5) при загвинчуванн гайки до появи у стержн болта напружень, як дорвнюють границ текучост т.

Розрахунок виконати для двох болтв порвняти х. Коефцнт тертя у рз на торц гайки f. Рзь метрична (кут = 60). Дан для розрахунку вибрати з табл. 1.5.

Таблиця 1.5. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Рзь М8 М10 М20 М12 М27 М30 М48 М16 М36 М М16 М20 М24 М30 М36 М48 М24 М30 М48 М Матерал 5 5 35 40 45 50 50 55 20Х 40Х болтв, сталь Коефцнт 0,15 0,16 0,20 0,12 0,18 0,22 0,20 0,21 0,14 0, тертя f Задача 2 - Зубчасте колесо привода вантажно судново лебдки закрп лене на фланц барабана болтами даметром d, поставленими в отвр з зазором, без зазору (рис. 1.15).

d d d D Рис. 1. Даметр кола D0, на якому розташован болти, переда крут ний момент T. Коефцнт тертя на стику колеса з барабаном f = 0,2.

Матерал болтв - сталь. Затяжка болтв не контролються. Наван таження постйне. Коефцнт запасу по зсуву K = 2. Визначити потрбне число болтв. Дан для розрахунку наведен в табл. 1.6.

Таблиця 1.6. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Т, Нм 600 650 800 850 550 600 950 700 500 D, мм 250 280 300 320 250 280 350 200 220 Рзь М16 М20 М18 М24 М12 М16 М30 М20 М10 М р, мм 2,00 2,50 2,50 3,00 1,75 2,00 3,50 2,50 1,50 3, Матерал болта, 3 5 20 35 3 5 4 45 30 сталь т, МПа 240 280 240 300 240 280 280 540 300 Задача 2 - Фланцева муфта (рис. 1.16) переда крутний момент T. Число болтв, як з'днують стальн фланц, z = 6. Даметр кола, на яко му розташован болти, D0.

1 D Pис. 1. Коефцнт тертя на стику пвмуфт f = 0,2. Коефцнт запасу по зсуву пвмуфт K = 2, болти виготовлен з стал. Затяжка бол тв не контролються. Навантаження постйне. Визначити даметр болтв, поставлених з зазором без зазору. Дан для розрахункв взяти з табл. 1.7.

Таблиця 1.7. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Т, Нм 1300 1200 950 1150 1000 1100 1250 980 1000 D0, мм 200 220 170 210 160 190 150 200 170 Матерал болта, 10 3 4 5 30 20 45 10 3 сталь т, МПа 200 200 240 280 300 240 360 200 200 1, мм 30 40 50 60 45 55 65 35 40 2, мм 30 40 50 60 45 55 65 35 40 Задача 2 - Дв зубчаст пвмуфти (рис. 1.17) з'днуються болтами з зазо ром. Число болтв z = 12. Попереднй крутний момент T. Даметр кола, на якому розташован болти, D0. Коефцнт тертя на стику пвмуфт f = 0,16. Коефцнт запасу по зсуву пвмуфт K = 1,6.

Болти виготовлен з Ст3 (т = 200 МПа). Затяжка болтв не конт ролються. Навантаження постйне.

D Pис. 1. Визначити даметр болтв, встановлених з зазором, а також потрбне число болтв z, встановлених без зазору.

Даметр болтв сталий.

Дан для розрахунку наведен в табл. 1.8.

Таблиця 1.8. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Т, Нм 2000 1800 1700 2500 3100 4000 5500 6500 950 D0, мм 190 150 130 175 200 250 290 330 110 Задача 2 - Для клемового з'днання з рознмною маточиною (див.

рис. 1.11,б) визначити допустиме значення зусилля [F], прикладе ного до важеля за наступними даними: даметр вала d;

плече ва желя L;

коефцнт тертя мж маточиною важеля валом f = 0,17;

число болтв z = 2.

Матерал болтв - сталь 30 (т = 300 МПа). Затяжка болтв не контролються. Момент сил тертя, викликаний затяжкою болтв, прийняти на 20 % бльше момента, викликаного силою, прикладе ною до важеля. Розрахунков дан взяти з табл. 1.9.

Таблиця 1.9. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Рзь М16 М12 М10 М24 М16 М20 М24 М10 М12 М р, мм 2,00 1,75 1,50 3,00 2,00 2,50 3,00 1,50 1,75 2, d, мм 60 45 34 50 55 65 60 40 50 L, мм 500 350 300 450 400 550 500 380 450 Задача 2 - Для клемового з'днання з рознмною маточиною (див.

рис. 1.11,б) визначити необхдний даметр болтв за наступними даними: даметр вала d;

плече важеля L;

a = d;

коефцнт тертя мж маточиною важеля валом f = 0,17;

число болтв z = 2.

Матерал болтв - сталь 20 (т = 300 МПа). Затяжка болтв не контролються. Момент сил тертя, викликаний затяжкою болтв, прийняти на 20 % бльше момента, викликаного силою, прикладе ною до важеля. Дан для розрахунку взяти з табл. 1.10.

Таблиця 1.10. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 D, мм 60 55 40 50 55 60 50 45 40 L, мм 550 500 450 600 550 650 530 500 750 F, Н 650 700 750 800 650 730 640 600 480 Задача 2 - Момент вд зубчастого колеса передаться барабану судно во лебдки вантажопдйомно машини за рахунок сил тертя, ви кликаних затяжкою шести шпильок (див. рис. 1.15).

Визначити потрбний даметр шпильок, як мають метричну рзь з великим кроком.

Початков дан (табл. 1.11): зусилля у канат на барабан F;

матерал шпильок Ст3 (т = 200 МПа);

коефцнт тертя мж коле сом барабаном f = 0,12.

Момент сил тертя, викликаний затяжкою болтв, прийняти на 20 % бльше момента, викликаного зусиллям в канат. Затяжка шпильок не контролються.

Таблиця 1.11. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 F, Н 500 600 700 800 750 780 800 820 900 D0, мм 260 220 330 290 250 200 175 140 160 Задача 2 - Внець черв'ячного колеса з'днаний з маточиною чистими бол тами (рис. 1.18), вставленими без зазору. Напруження зрзу в бол тах зр = 70 МПа, даметр кола центрв болтв D0, даметр болтв d, число болтв z. Визначити величину крутного момента, який пе редаться черв'ячним колесом. Початков дан вибрати з табл. 1.12.

Таблиця 1.12. Початков дан для задач 2 - Варант Дан 1 2 3 4 5 6 7 8 9 D0, мм 250 300 320 330 350 400 600 650 800 d, мм 10 12 16 24 30 20 10 24 16 z 4 6 8 6 6 4 8 8 4 Задача 2 - Два вала з'днан за допомогою флан цв (див. рис. 1.14).

Для розв'язання дано задач мамо на ступн дан: матерал вала - сталь;

да метр вала d, мм;

у з'днанн z болтв з ста л;

даметр кола центрв болтв D 0, мм;

болти встановлен з зазором;

коефцнт d D тертя мж фланцями f (табл. 1.13).

Визначити затяжку даметр за умо вою, що крутний момент, який передать ся валом, виклика напруження кручення к = 0,2 т. Затяжка контролються, наван таження стале. Для цього крутного момен B та визначити даметр болтв, поставлених без зазору.

Рис. 1. Таблиця 1.13. Початков дан для задач 2 - Границя Матерал Даметр Число Матерал Даметр Коефцнт текучост вала, вала d, болтв болтв, кола Варант тертя f т, МПа сталь D0, мм сталь мм z 1 45 60 4 40 120 0,15 2 40 70 6 45 200 0,15 3 5 80 8 35 250 0,14 4 4 90 8 40 240 0,12 5 35 100 8 4 270 0,12 6 40Х 45 4 5 300 0,16 7 5 50 4 35 245 0,16 8 4 75 6 20 220 0,16 9 40 85 6 5 190 0,27 0 45 95 6 4 180 0,17 2., Механчною передачею називаться механзм, який перетво рю параметри руху двигуна при передаванн х виконавчим ор ганам машини. Необхднсть введення передач як промжно лан ки мж двигуном виконавчим органом машини пов'язана з розв'я занням рзних задач. Наприклад, в автомоблях та нших транспо ртувальних машинах потрбно змнювати значення швидкост на прямку руху, а на пдйомах при зрушуванн з мсця - збльшува ти крутний момент на ведучих колесах. Сам автомобльний дви гун не може виконувати ц вимоги, оскльки вн працю стйко тльки у вузькому дапазон змни крутного момента кутово швидкост. Пд час виходу за меж цього дапазону двигун зупи няться. Подбно до автомобльного погано регулюються багато нших двигунв, у тому числ й електродвигуни суднових машин механзмв.

Слд зазначити, що обертальний рух дуже поширений у техн ц. Механзми, як перетворюють обертальний рух на поступаль ний та на рзн види складного руху, порвняно прост за конструк цю мають вдносно високий ККД. Проте безпосередн з'днання вала двигуна з валом робочо машини не завжди можливе доцль не, тому мж ними встановлюють промжн пристро, як назива ються передачами.

У деяких випадках регулювання двигуна можливе, але неба жане за економчними причинами, оскльки двигуни мають низь кий ККД за межами нормального режиму роботи. Маса вартсть двигуна при однаковй потужност знижуються з збльшенням його швидкохдност;

виявляться економчно доцльним застосування швидкохдних двигунв з передачею, яка знижу кутову швидксть, замсть тихохдних двигунв без передач.

Роль знижувально передач в сучасному судновому машино будуванн значно збльшилась у зв'язку з широким розповсюджен ням швидкохдних двигунв. У деяких випадках передач викорис товують як перетворювач обертального руху на поступальний.

У судновому машинобудуванн застосовують механчн, електричн, гдравлчн та пневматичн передач не тльки як са мостйн, а також у з'днаннях з ншими видами передач.

У курсах "Детал машин" та "Конструювання машин" вивча ють тльки механчн передач загального призначення. Ус механчн передач подляють на дв основн групи: передач, заснован на використанн тертя (пасов, фрикцйн);

передач, заснован на ви користанн зачеплення (зубчаст, черв'ячн, гвинтов, ланцюгов).

У всх механчних передачах вал насаджен на нього детал (зубчаст колеса, шкви тощо), як передають крутний момент, на зивають ведучими, а детал, як приводяться в рух вд ведучих, - веденими. Мж ведучим веденим валами у багатоступнчастих передачах розмщен промжн вали.

Кожна передача ма сво характерн особливост галузь за стосування. Вибр передач визначаться величинами потужност швидкостей, що передаються передаточним числом, ККД, вдстан ню мж осями валв, а також габаритами масою передавального механзму. Передач виготовляють з сталим змнним передаточ ними числами. Змна передаточного числа може бути ступнчас тою безступнчастою. Передаточне число ступнчасто регулю ють за допомогою набору зубчастих колс або пасових передач з ступнчастими шквами, безступнчасто - за допомогою фрикцй них або ланцюгових вараторв.

Застосування того або ншого способу регулювання переда точного вдношення залежить вд конкретних умов роботи маши ни, яку обслугову передача. Механчн передач ступнчастого регулювання з зубчастими колесами мають високу працездат нсть тому широко застосовуються у судновому машинобуду ванн, верстатобудуванн т. н. Механчн передач безступнчас того регулювання мають меншу вантажну працездатнсть тому менш розповсюджен. пх застосовують в основному для малих по тужностей (до 10Е15 кВт). Конкурентами цих передач електри чн гдравлчн передач, як передають бльш потужност ма ють просту систему автоматичного регулювання.

Кнематичн силов спввдношення в передачах. Основн ха рактеристики передач: потужност Р1 на вход Р2 на виход;

Вт;

швидкохднсть, яка виражаться частотою обертання n1 на вход n2 на виход, хвЦ1, або кутовими швидкостями 1 i 2, сЦ1. - харак теристики мнмально необхдн достатн для проведення проект ного розрахунку будь-яко передач. Крм основних, розрзняють похдн характеристики: коефцнт корисно д (ККД) = P /P2 або = 1 Pг / Р1, де Pг - потужнсть, втрачена в передач;

передаточне вдношення, визначене в напрямку потоку потужност, u = 1 / 2 = n1 / n2.

У складних передачах, до яких входить клька окремих пере дач, загальне передаточне число визначаться як добуток переда точних чисел кожно з передач кожного ступеня:

u = u1u2...un, де n - число ступенв.

Загальний ККД складно передач (при послдовному з'днан н ступенв) визначаться за формулою = 12...n, де 1, 2,..., n - ККД, як враховують втрати в окремих кнематич них парах складно передач (в зачепленнях колс, в опорах валв тощо).

При розрахунках передач часто використовують залежност мж рзними параметрами:

потужнстю та коловими силою Ft, Н, швидкстю V, м/с, P = FtV ;

крутним моментом Т, Нм, та потужнстю Р, Вт, кутовою швидкстю, сЦ1, T = P /, де = n / 30;

зв'язок мж крутними моментами в першому Т1 другому Т валах через передаточне число и ККД мж валами в напрямку потоку потужност T2 = T1u.

2.1. Зубчаст передач. Загальн вдомост Зубчаст передач - найбльш поширений тип механчних пе редач. Принцип д зубчастих передач оснований на зачепленн пари зубчастих колс (рис. 2.1). Вони призначен для передавання обер тального руху, перетворення обертального руху на поступаль ний або навпаки. Зубчаста передача складаться з двох колс або колеса рейки, на поверхн яких виступи - зубц. Умовимося надал менше зубчасте колесо зчеплювано пари називати шесте рнею, а бльше - колесом.

д г в б а Рис. 2. Основн переваги зубчастих передач: високий коефцнт ко рисно д до 0,97Е0,98, компактнсть порвняно з фрикцйними пасовими передачами, сталсть передаточного числа, великий да пазон передаваних потужностей (вд деклькох часток до десяткв тисяч кловат) при рзних частотах обертань, порвняно незначн сили тиску на вали опори. Надйнсть роботи - ресурс до 30000 год.

Недолком зубчастих передач шум, особливо при високих колових швидкостях, спричинений похибками виготовлення ро ботою пдшипникв кочення.

Зубчаст передач колеса класифкують за таким ознаками:

взамним розмщенням осей колс (цилндричн з паралельни ми осями, причому зачеплення може бути як зовншнм, так вну тршнм;

кончн з перехрещеними осями;

гподн кончн з пере хрещеними осями);

розмщенням зубцв вдносно тврно колс (прямозуб, косо зуб, шевронн, кончн з косими криволнйними зубцями).

При переход вд прямозубих передач до непрямозубих пдви щуться плавнсть роботи, зменшуться шум збльшуться наван тажувальна здатнсть.

2.2. Основн параметри зубчастих передач Термн "зубчасте колесо" загальним. Параметрам шестерн приписують ндекс 1, а параметрам колеса - 2 (рис. 2.2). Крм того, розрзняють ндекси, як вдносяться: - до початково поверхн О f d a d b d d А d а ga р П р А1 а h d f d d d d a b О Рис. 2. або кола;

b - до основно поверхн або кола;

a - до поверхн або кола вершин головок зубцв;

f - до поверхн або кола западин нжок. Параметрам, як вдносяться до длильно поверхн або кола, ндекс не приписують. Загальн поняття про параметри зубчастих передач та х взамозв'язки простше за все усвдомити пд час вивчення прямозубих колс. Особливост косозубих колс розгля даються додатково.

Окрем елементи зубчастого колеса (рис. 2.3) мають так на зви: коло даметра da називають колом вершин зубцв, а коло да метра dt - колом западин. Даметри da df вдповдно називають даметром вершин зубцв даметром западин зубчастого колеса.

Радальну вдстань h мж колами вершин зубцв западин зуб частого колеса називають висотою зуба, яку длильне коло д лить на дв частини: ha - висота головки hf - висота нжки. Вд стань, вимряну по дуз длильного кола мж однойменними точка ми профлв двох сусднх зубцв колеса, називають коловим кро ком зубцв позначають р. Крок зубцв складаться з колово тов щини зуба S ширини западини е.

Для зручност визначення основних розмрв зубчастих колс е р b S hf ha d df h da Рис. 2. введено параметр m, який називають модулем зубчастого зачеп лення:

m = p /.

Модуль m стандартизований;

його вимрюють у млметрах. Зна чення модуля для цилндричних кончних передач наведено нижче.

Ряд Модуль, мм Перший 1,0 1,25 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0 8,0 10,0 12,0 16,0 20, Другий 1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7,0 9,0 11,0 14,0 18,0 22, Примтка. Залежно вд призначення колеса слд надавати перевагу величинам модулв першого ряду.

Основн параметри зубчасто передач виражають через мо дуль. Крок зачеплення р = m, даметр длильного кола d = mz (рис. 2.3). Висоту головок зубцв беруть рвною модулю, тобто h a = m, а висоту нжок - h t = 1,25m. Тод висота зуб цв h = ha + h f = m + 1,25 m = 2,25 m.

Даметр вершин зубцв d a = d + 2 ha = mz + 2 m = m(z + 2 ).

Даметр западин d f = d 2 h f = mz 2 1,25m = m(z 2,5 ).

Рзниця висот нжок зубцв одного колеса висот головок зуб цв ншого потрбна для утворення радального зазору С:

C = h f ha = 0,25 m.

Товщина зубцв S ширина западин е теоретично дорвнюють одна однй. Практично мж зубцями, що зачеплюються, невели кий бчний зазор (вн визначаться граничними вдхиленнями роз мрв), який компенсу можлив неточност виготовлення скла дання.

Мжосьова вдстань зубчасто передач а визначаться за фор мулою z +z d1 d2 mz1 mz a = += + =m 1 2.

22 2 2 2.3. Передаточне число коефцнт корисно д зубчасто передач Величину передаточного числа можна визначити iз спввдно шення u = 1 / 2 = d2 / d1 = n1 / n2 = z2 / z1.

Щоб мати передачу з передаточним числом, бльшим вд за значених норм, застосовують дво- або багатоступнчаст передач.

Величина ККД зубчасто передач визначаться втратами на тертя в зачепленн, як враховуються коефцнтом з, втратами в опорах (пдшипниках), як враховуються коефцнтом п, втра тами на розбризкування перемшування масла, що враховують ся коефцнтом роз, який вводять проектувальники редуктора.

Загальний ККД передач ма вигляд = з п роз.

Втрати на тертя в пдшипниках (для одн пари пдшипникв) можна брати такими: п = 0,96...0,98 для пдшипникв ковзання, п = = 0,990...0,995 для пдшипникв кочення. Втрати на перемшуван ня розбризкування масла в корпус роз = 0,98...0,99.

Середн значення ККД зубчастих передач з наведен нижче.

Тип передач Закрита (в маслянй ванн) Вдкрита Зубчаста цилндрична 0,97...0,98 0, Зубчаста кончна 0,96...0,97 0, 2.4. Розрахунок прямозубих цилндричних передач на мцнсть Розрахунок на мцнсть прямозубих косозубих передач стан дартизований (ГОСТ 21357Ц87). У посбнику подано основи стан дартного розрахунку з деякими спрощеннями, допустимими для бльшост випадкв.

На рис. 2.4 показан сили в зачепленн: Fn - сила нормального тиску, направлена по н зачеплення як спльнй нормал до робо чих поверхонь зубцв. Сили, дюч в зачепленн, прийнято прикла дати у полюс зачеплення. При цьому силу Fn переносять у полюс розкладають на дв - колову Ft радальну Fr. Такий розклад зручний при розрахунку валв опор. За заданими Т d визнача ють Ft = 2T1 / d1 через не виражають нш складов Fn = Ft / cos.

Fr = Ft tg ;

O T b d d Fn а Ft Fn Fr + b d d T O Рис. 2. 2.5. Розрахунок на мцнсть зубцв за контактними напруженнями Найбльш контактн напруження виникають у момент контак ту зубцв у зон полюса (див. рис. 2.4). Тому розрахунок контакт них напружень прийнято виконувати у полюс зачеплення.

Контакт зубцв можна розглядати як контакт двох цилндрв з радусами 1 2. При цьому контактн напруження визначають за формулою Герца:

q 2 Е1Е H =.

[ ] Е1 ( 2 ) + Е2 ( 1 ) зв Для конструкцйних матералв коефцнт Пуасcона = = 0,25...0,35.

Взьмемо 1 = 2 = 0,3, тод формула Герца набуде вигляду q Н = 0,418 Езв, (2.1) зв де q - нормальне навантаження на одиницю довжини контактних нй, q = Fn K H / b = Ft K H / cos = 2T1K H / (d1b cos );

(2.2) зв - зведений радус кривизни, 1 1 = .

зв 1 У загальному випадку для прямозубих цилндричних колс ра дуси кривизни 1 2 у точц контакту профлв зубцв так:

d d 2 = sin.

1 = sin ;

Тод u 2 1 1 1 2 2, (2.3) = = = 1 = зв 1 2 d1 sin d2 sin d1 sin u d1 sin u де u = d 2 / d1 = z2 / z1;

знак "+" - для зовншнього, а "Ц" - для внутрш нього зачеплення.

Пдставивши значення q i 1/зв замнивши cos sin на sin 2, дстанемо E звТ1K Н u [ H ].

H = 1,18 (2.4) d12 b sin 2 u Параметр u = z2 /z1 за ГОСТ 16532Ц70 називають передаточ ним числом визначають як вдношення бльшого числа зубцв до меншого незалежно вд того, як передаться - рух вд z1 до z2 або вд z2 до z2 (табл. 2.1).

Таблиця 2.1. Значення передаточних чисел Номер u ряду Перший 1,0 - 1,25 - 1,6 - 2,0 - 2,5 - 3,15 - Другий - 1,12 - 1,4 - 1,8 - 2,24 - 2,8 - 3, Перший 4,0 - 5,0 - 6,3 - 8,0 - 10 - 12,5 - Другий - 4,5 - 5,5 - 7,1 - 9,0 - 11,2 - - Примтка. У табл. 2.1 слд вддавати перевагу першому ряду.

Виконуючи проектний розрахунок за заданим крутним момен том Т1 передаточним числом и, треба визначити d1 або a. Для цього рвняння (2.4) розв'язуться вдносно d1 або a. нш невдом параметри оцнюютьcя наближено або вибираються за рекоменда цями на основ набутого досвду. У даному випадку = 20 (1/2sin2 0,6428). KHV - коефцнт динамчност, залежить вд ко лово швидкост V, яка поки що невдома, тому прийнято деяке се редн значення. При цьому зi складових KH залишаться тльки KH.

Також вводять коефцнт ширини шестерн вдносно даметра bd = b1 / d1.

Отже, рвняння (2.4) розв'язумо вдносно d1:

EзвТ1K Н u d1 = 1,353.

[ Н ]2 bd u Щоб визначити мжосьову вдстань а, замнимо d1 = 2a/(u 1), T1 = T2/u введемо коефцнт ширини колеса вдносно мжосьово вдстан ba = b/a. Псля деяких перетворень з урахуванням залеж ност ba = 0,5bd(u 1), дстамо EзвТ 2 K Н a = (u 1)3.

[ Н ]2 u 2 bd Пд час розрахункв передач з цилндричними зубчастими ко лесами частше використовують саме цю формулу, тому що га барити передач визначають переважно мжосьову вдстань.

Значення момента Т2 на веденому валу одню з основних характеристик передач.

У додатку до ГОСТ 21354Ц87 для сталевих зубчастих колс формули для d1 а записан так:

T2 K H T1K H u a = K a (u 1) d1 = K d 3 ;

, bd [ H ] [ H ]2 u 2 ba u де Kd Ka - допомжн коефцнти, отриман пд час винесення зна чення Езв з пд знака радикала. Для сталевих прямозубих колс K d = 780 (МПа) 1/3, K а = 490 (МПа) 1/3, для косозубих K d = = 680 (МПа)1/3, Kа = 430 (МПа)1/3;

bd - коефцнт ширини коле са вдносно длильного даметра;

bа - коефцнт ширини колеса.

Нижче наведен значення коефцнтв bd bа при НВ 350.

bd bа Розташування колс вдносно опор Симетричне 0,8...1,4 0,40...0, Несиметричне 0,6...1,2 0,25...0, Консольне 0,3...0,4 0,20...0, 2.6. Розрахунок зубцв на згин Нормальна сила Fn, яка результатом взамод зубцв колс навантажено передач, д в напрям н зачеплення може бути прикладена у рзних точках поверхн зуба. З точки зору мцност на згин найнебезпечнше, коли нормальна сила прикладена до вер шини зуба (рис. 2.5).

Fn Ft C Fn Fr Ft l E D S F d Рис. 2. Незалежно вд того, скльки пар зубцв бува в зачепленн, для надйност розрахунку вважають, що все навантаження Fn сприй маються тльки одним зубом. Крм того, нехтують силами тертя, що да можливсть вважати силу Fn направленою по спльнй нор мал до профлв зубцв.

Перенесемо силу Fn вздовж н д на всь симетр зуба в точку С розкладемо на дв складов: колову Ft радальну Fr.

Тод Ft= Fn cos ;

Fr = Fn sin, де - кут тиску на вершин зуба (трохи бльший, нж кут зачеп лення).

Сила Ft згина зуб, а сила Fr стиска його: ' = +. Дал з урахуванням розрахункового навантаження, теоретичного кое фцнта концентрац, замнивши силу Ft коловою Ft = 2T1/d1, дстанемо розрахункову формулу для прямозубих передач:

F = YF Ft K F / (bm ) [ F ], де [ F ] - допустиме напруження згину;

YF - коефцнт, який ура хову форму зуба [1, табл. 14].

Це рвняння використовують для переврочних розрахункв.

Пд час проектного розрахунку за напруженнями згину його роз в'язують вдносно модуля шляхом замни d = mm;

Ft = 2T1/d1;

d1 = = mz, тод F = 2T1K FYF / (z1 m m 3 ).

Дал приймають наближено KFV =1,5 i визначають модуль пе редач за формулою m = 3 3TK F YF / (z1 m [ F ]), де m - коефцнт ширини шестерн вдносно модуля, m = b/m.

Пд час проектного розрахунку модуль визначають за емп ричною залежнстю з наступною перевркою зубцв на згинальну мцнсть.

Якщо твердсть робочих поверхонь зубцв шестерн колеса НВ 350, то беруть т = (0,01...0,02). Якщо твердсть зубцв шестерн HRC 1 > 45 колеса НВ 2 < 350, то беруть т = = (0,015...0,025). Якщо твердсть зубцв шестерн колеса НRС > 45, то т = (0,016...0,0315), де - мжосьова вдстань (табл. 2.2).

Таблиця 2.2. Значення мжосьових вдстаней Номер а, мм ряду Перший 44 50 63 80 100 125 - 160 - 200 - 250 - Другий - Ц - - 140 - 180 - 225 - 280 - Перший - 400 - 500 - 630 - 800 - 1000 т. д. до Другий 355 - 450 - 560 - 710 - 900 - Примтка. У табл. 2.2 треба вддавати перевагу першому ряду.

2.7. Особливост розрахункв косозубих шевронних цилндричних передач Колеса косозубих шевронних передач (див. рис. 2.1) мають бльшу навантажувальну здатнсть, нж прямозуб, менше шум лять створюють менше додаткових динамчних навантажень. Це пояснються великою сумарною довжиною контактних нй за чеплених колс. У косозубих колс зубц нахилен вдносно ос ко леса на деякий кут (рис. 2.6) утворюють гвинтов поверхн, причому напрями гвинтових нй зубцв у двох спряжених колс протилежн.

Шевронн колеса виготовляють двох типв: без доржки (рис. 2.7,а) з доржкою (рис. 2.7,б) мж внцями. Зубц колс без доржки нарзують або пальцьовими рt фрезами методом копювання, або рn спецальними довбачами методами обкочування. Колеса з доржкою на n рзують звичайними черв'ячними фрезами.

t У косозубих колс розрзняють (див. рис. 2.6): коловий крок зубцв 90 рt, який вимрюють по дуз длиль- 2 ного кола в перерз, перпендикуляр ному до ос колеса, наприклад t - t;

нормальний крок рn, який вимрю d ють по н перерзу поверхн длильного цилндра з площиною, t n нормальною до напряму зуба, наприклад n - n. Профль косого зуба в нормальному перерз n - n зб гаться з профлем прямого зуба.

d Модуль в цьому перерз повинен b бути стандартним. У торцевому пе рерз t - t параметри косого зуба за лежать вд кута:

коловий крок рt = рn/cos;

Рис. 2. коловий модуль mt = mn/cos;

длильний даметр d = mtz = mnz/cos.

Fr Fa Fa Fa Fn Ft Ft F F F Ft а б в Рис. 2. Оскльки косозуб прямозуб колеса нарзують однаковими нструментами, то стандартн параметри зачеплення визначають у нормальному перерз. При цьому для косозубих шевронних колс стандартизований нормальний модуль mn. Мцнсть зуба ви значають його розмрами формою в нормальному перерз. Фор му косого зуба в нормальному перерз прийнято визначати через параметри зуба екввалентного прямозубого колеса (рис. 2.8). Нор AЦA A e d v rv C d A Рис. 2. мальний до зуба перерз утворю елпс з пвосями С = е е = = r/cos, де r = d / 2. У зачепленн беруть участь зубц, як розта шован на меншй ос елпса, оскльки друге колесо знаходиться на вдстан С = d / 2. Радус кривизни елпса на меншй ос (див.

геометрю елпса) rv = e2 / 2 = r / cos2.

У зв'язку з цим форма косого зуба в нормальному перерз ви значаться екввалентним прямозубим колесом, даметр якого dv = d / cos2 число зубцв zv = dv / mn = d / (mn cos2 ) = mt z / (mt cos3 );

zv = z / cos3.

Збльшення кута одню з причин збльшення мцност ко созубих передач.

Розмри косозубих колс визначають за такими спввдношен нями: висота головки зуба ha = mn ;

висота нжки h f = 1,25 mn;

рад альний зазор C = 0,25mn;

длильний даметр d = mt z = mn / cos ;

да метр вершини d a = d + 2 ha = d + 2 mn ;

даметр западини d f = d a = mt (z1 + z2 ) / 2 = 2 h f = d 2,5 mn ;

мжосьова вдстань = m n (z1 + z2 ) / (2 cos ).

Передаточне число и косозубо передач визначають так само, як прямозубо. Чим бльше кут нахилу зубцв, тим плавнше пра цю передача, проте з збльшенням цього кута зроста осьова сила. Тому, як правило, беруть = 8...18. Кут нахилу зубцв для шевронних передач беруть у межах вд 25 до 35 (рдко до 45).

Перевагами косозубих передач у порвнянн з прямозубими багатопарнсть зачеплення, менший шум т. н. Тому в сучасних передачах переважно застосовуються косозуб колеса.

На вдмну вд прямих, кос зубц входять у зачеплення не вд разу по всй довжин, а поступово. У прямозубому зачепленн навантаження передаться миттво. Це явище супроводжуться ударами шумом. У косозубих передачах зубц навантажуються поступово у мру заходження х у поле зачеплення, а у зачепленн завжди знаходиться мнмум дв пари. Плавнсть косозубого зачеп лення значно знижу шум додатков динамчн навантаження.

Зазначена перевага косозубого зачеплення ста особисто знач ною у швидкохдних передачах, тому що динамчне навантажен ня зроста пропорцйно квадрату швидкост.

Косозуб колеса можуть працювати без порушення зачеплен ня також при коефцнт торцевого перекриття < 1, якщо забез печене осьове перекриття b > рt / tg.

У косозубих передачах коефцнт перекриття v складаться з двох частин: коефцнтв торцевого перекриття осьового перекриття, причому v = +, де = 1,88 - 3,2(1/z1 1/z2)cos (знак "+" - для зовншнього, "Ц" - для внутршнього зачеплення). Значення залежить вд числа зубцв z кута х нахилу. З збльшенням z збльшуться, тому вигдно застосовувати колеса з бльшими z або з малим модулем т при заданому даметр колеса d. З збльшенням зроста коло вий крок рt, а робоча довжина н зачеплення q залишаться не змнною. При цьому зменшуться. Зменшення одню з при чин обмеження великих :

= btg/рt = bsin/(mn);

b mn / bsin.

Рекомендуться брати 1,1. Коефцнт звичайно беруть рвним цлому числу (1, 2, Е). У косозубому зачепленн наванта ження розподляться на всю сумарну довжину контактних нй.

Сили в зачепленн. У косозубй передач (рис. 2.9) силу нормаль Fr Fn F't T Fa F't Ft Рис. 2. ного тиску Fn у зачепленн колс можна розкласти на три складо в: колову Ft = 2T1/d1, осьову Fa = Fttg радальну Fr = F'ttg = = Fttg/cos.

У свою чергу, сила Fn = Ft/ cos = Ft / (cos cos ).

Присутнсть у зачепленн осьово сили, яка додатково наван тажу опори валв, недолком косозубих колс. Цей недолк усу ваться в шевроннй передач (див. рис. 2.7), яка подбна спаренй косозубй передач з протилежним напрямом спрал зубцв. Осьо в сили тут зрвноважуються на самому зубчастому колес. У пря мозубих колесах кут нахилу = 0;

tg = 0;

cos = 1. Тод в зачеп ленн осьова cила Fa = 0, радальна - Fr = Fttg.

2.8. Розрахунок мцност зубцв за контактними напруженнями Розрахунок урахову наступн особливост пдвищення несу чо здатност косозубих передач у порвнянн з прямозубою: збль шення радусв кривизни профлв;

збльшення довжини контакт них нй.

Для косозубих передач з урахуванням формул (2.2) (2.3) пито ме навантаження q = Fn K H K H / l = Fn K H K H / (b cos ), де KH - коефцнт нервномрност навантаження пар зубцв, як одночасно знаходяться у зачепленн.

За аналогю з прямозубими колесами можна виразити d1 че рез даметр екввалентного колеса dv1 :

2соs 2 u .

= зв d1 sin u Порвнюючи вдношення q/зв у формул (2.1) для прямозубих та у формулах (2.2) (2.3) для косозубих колс, знаходимо (q / зв )кос = (q / зв )прям K Н соs2/ або [ H ]кос = [ Н ]прям K Н соs 2 /.

Позначимо коефцнт пдвищення мцност косозубих пере дач за контактними напруженнями zH = K H cos 2 /.

Згдно з (2.4) для косозубих передач мамо:

E звТ1K Н u [ H ].

H = 1,18zH d12 b sin 2 u Додатковий коефцнт KH урахову наступне. У косозубих передачах теоретично зачеплються одночасно не менше двох пар зубцв. Практичн помилки нарзання зубцв може усунути двопар не зачеплення, де пд час контакту одн пари мж зубцями друго пари з'являться малий зазор, який залежить вд ступеня точност.

Пд навантаженням такий зазор можна усунути за рахунок пруж них деформацй зубцв. Двопарне зачеплення вдновлються, але перша пара навантажена бльше, нж наступна, на величину зу силля, необхдного для усунення зазору. Це враховуться коеф цнтом KH. Помилки нарзання зубцв зменшуються пд час при працьовування. нтенсивнсть припрацьовування залежить вд твердост поверхонь зубцв колово швидкост. Значення коеф цнта KH оцнюють наближено з урахуванням впливу перелче них факторв. При цьому розрзняють KH KF для розрахункв за контактними напруженнями за напруженнями згину.

Пд час виконання проектного розрахунку, значення , колова швидксть ступнь точност ще не вдом. Тому значення zH попередньо оцнюють наближено. При деяких середнх значен нях =12, =1,5 KH =1,1 мамо zH 0,85, а формули проект ного розрахунку для косозубих передач запишемо у вигляд EзвТ1K Н u 1 EзвТ 2 K Н a 0,75(u 1) d1 1,23,.

[ Н ]2 bd u [ Н ]2 u2 ba Навантажувальна здатнсть косозубих колс вища, нж пря мозубих, тому в попереднх розрахунках для сталевих косозубих шевронних колс можна брати KH KHV 1,2.

2.9. Розрахунок мцност зубцв за напруженнями згину Розрахунок косозубих передач виконують аналогчно прямо зубим. З урахуванням коефцнтв розрахункового навантажен ня KF KFV, коефцнта розподлу навантаження мж зубцями KF формула набуде вигляду:

для переврочного розрахунку F = YF ZF Ft K F / (bmn ) [ F ];

для проектного розрахунку (беруть наближено KFV =1,0) mn = 3 2T1K F YF zF / (z1 m [ F ]), де zF - коефцнт збльшення мцност косозубих передач за на пруженнями згину, zF = K F Y / ;

Y = 1 /140 - коефцнт, який урахову збльшення згинально мцност у зв'язку з нахилом кон тактно н до основи зуба нервномрним навантаженням. При цьому рвнодюча навантаження наближуться до основи зуба, а згинальний момент зменшуться. Формула для Y побудована на основ експериментв при 40;

YF - коефцнт, який урахову форму зуба вибираться в залежност вд екввалентного числа зубцв [1, табл. 14] zv = z / cos3.

2.10. Кончн зубчаст передач Кончн зубчаст передач застосовують для передавання обер тального руху мж валами з перехресними осями (рис. 2.10). Най частше застосовують ортогональн передач з мжосьовим кутом = 90, але передач з 90. Передач з мжосьовим кутом, який не дорвню 90, застосовують рдко через складну форму технологю виготовлення корпусних деталей, як несуть ц пере дач, хоча для виготовлення самих колс мжосьовий кут передач не ма значення.

Кончн передач складнш за цилндричн у виготовленн мон таж. Для нарзання кончних колс необхдн спецальн верстати спецальний нструмент. Крм допускв на розмр зубцв, необхд но дотримувати допуски на кути, 1 2, а пд час монтажу за безпечити збг вершин конусв. Виконати кончне зачеплення з тю ж точнстю, що цилндричне, значно складнше. Перетинання осей валв ускладню розмщення опор. Одне з кончних колс, як пра вило, розмщене консольно. При цьому збльшуться нервномр нсть розподлу навантаження по довжин зуба. У кончному зачеп ленн дють осьов сили, наявнсть яких ускладню конструкцю опор. Все це призводить до того, що за дослдними даними наван тажувальна здатнсть кончно прямозубо передач становить при близно 0,85 вд цилндрично.

Ft F d e n dm F'r Ft R Fa e Fr Rm F'r d m 1 Fr T dm d e b T Рис. 2. Кончн колеса виконують з прямими, косими, коловими та н шими зубцями.

Прямозуб кончн колеса доречно застосовувати при невели ких колових швидкостях (до 2Е3 м/с) як найбльш прост у мон таж. При бльш високих швидкостях (до 8 м/с) доцльно застосо вувати колеса з коловими зубцями, як бльш технологчн та за безпечують бльш плавне зачеплення бльшу несучу здатнсть.

Не дивлячись на зазначен недолки, кончн передач широко за стосовуються, тому що за умовами компонування механзмв бу ва необхдно розташовувати вали пд кутом.

2.11. Геометричн параметри кончних зубчастих передач Аналогами початкових длильних цилндрв цилндричних пе редач у кончних передачах початков длильн конуси з кута ми 1 2. Якщо коефцнти змщення нструмента х1 + х2 = 0, початков длильн конуси збгаються. Цей, найбльш поширений, варант розглядаться нижче. Ко нуси, тврн яких перпендикуляр н тврним длильних конусв (рис. 2.11), називаються додатко- вими конусами. Перерз зубцв додатковим конусом називають d e торцевим перерзом. Розрзняють зовншн, внутршн середн тор цев перерзи. Розмри, як вдно сяться до зовншнього торцевого перерзу, супроводжуються ндек сом е, наприклад de, Re та н. Роз- мри у середньому перерз супро- d ve воджуються ндексом m (d m, R m та н.). Re, Rm - зовншня серед- ня конусн вдстан, b - ширина зубчастого внця. Розмри по зов ншньому торцю зручнш для за мрювання, х проставляють на кресленнях. Розмри в середньому Рис. 2. перерз використовують у сило вих розрахунках.

2.12. Основн розмри кончних зубчастих передач з прямими зубцями мжосьовим кутом = 90 Середнй длильний даметр d m = mtm z = de b sin.

Для кончних колс з прямими зубцями за стандартний беруть зовншнй коловий длильний модуль mte (ГОСТ 9563Ц60). Для пря мозубих передач торцевий t нормальний n перерзи збгаються.

При цьому mte = mne округлюють до стандартного. Вибирають число зубцв меншого колеса z = 18...24. Кут конуса вершин a = = + Q, де Q - кут нжки зуба;

tgQ = 1,2mte / Re.

Згдно з стандартом кут головки зуба дорвню куту нжки зуба. Це зроблено для того, щоб тврна конуса вершини зубцв одного колеса була паралельна тврнй конуса западин парного колеса, тод радальний зазор по довжин зуба буде сталим, кут конуса западин d f = Q, зовншнй длильний даметр dt = mte z.

За умови, що = 1 + 2 = 90o, кут длильного конуса визнача ться так:

tg1 = z2 / z1 = u ;

2 = 90o 1.

Зовншнй середнй модул пов'язан мж собою залежнстю mte = mtm Re / Rm, де Re = d e 2 sin 2 або Re = 0,5 mte z1 + z2 - зовншня конусна вд 2 стань;

R = Re 0,5b - середня конусна вдстань.

Ширина зубчастого внця b = Re Re, де Re - коефцнт ши рини, задаться в межах 0,25Е0,30. Звичайно беруть Re = 0,285.

Вихдний контур прямозубих кончних колс встановлю рад альний зазор C = 0,2m te. Тод зовншня висота нжок зубцв h fe = 1,2 mte, головок зубцв - hae = 1mte, зовншнй даметр вершини зубцв d ae = d e + 2 hae cos = mte (z + 2 cos ).

2.13. Сили, як дють у зачепленн кончних зубчастих колс Для розрахункв валв, осей та х опор необхдно знати сили, як взамодють мж зубцями.

У зачепленн кончних зубчастих колс дють колова Ft, рад альна Fr та осьова Fa сили. Залежнсть мж ними встановлена за допомогою рис. 2.10, де сили зображен прикладеними до шестер н. По нормал до зуба д сила Fп, яку розкладають на Ft F'r, а F'r, у свою чергу, - на Fа i Fr.

Колова сила Ft = 2Т1/dm1 направлена по дотичнй до кола да метром d m1 ;

радальна сила Fr = Frcos1;

Fr = Ft tg, тод Fr = = Ft tg cos 1;

осьова сила Fa = Fr sin 1 = Ft tg sin 1.

Для спряженого колеса, що перебува в зачепленн з розгля нутим, сила, яка дорвню Fa, але протилежно направлена, рад альною, а сила, яка дорвню Fr ( також направлена протилеж но), - осьовою силою.

2.14. Приведення прямозубого кончного колеса до екввалентного прямозубого цилндричного Параметри екввалентних колс використовують у розрахун ках на мцнсть. Форма зуба кончного колеса у нормальному пе рерз додатковим конусом 1 (див. рис. 2.11) така, як у цилндри чного прямозубого колеса. Екввалентне цилндричне колесо отри мамо як розгортку додаткового конуса, обмежену кутом 2. Д аметри екввалентних колс d v1 = d1 / cos 1;

d v 2 = d 2 / cos 2 ;

еквва лентне число зубцв zv1 = z1 / cos 1, zv 2 = z2 / cos 2.

2.15. Розрахунок зубцв прямозубо кончно передач за напруженнями згину Розмри поперечних перерзв зуба кончного колеса змнюються пропорцйно вдстан цих перерзв вд вершини конуса (див.

рис. 2.11). Вс поперечн перерзи зуба геометрично подбн. При цьому питоме навантаження q розподляться нервномрно по дов жин зуба. Воно змнються в залежност вд деформац жорстко ст зуба в рзних перерзах. Якщо жорстксть постйна, то наван таження пропорцйне деформацям (у даному випадку радусам r, як, в свою чергу, пропорцйн вдстаням вд вершин длильного конуса) (рис. 2.12). Якщо модуль зубцв навантаження змню ються однаково, то напруження згину залишаться постйним по всй довжин зуба. Це да змогу вести розрахунки по будь-якому перерзу. На практиц за розрахунковий перерз прийнято серед нй перерз зуба з навантаженням qт.

За аналогю з прямозубою цилндричною передачею мамо:

F = YF Ft K F / ( F bmm ) [ F ], де для прямозубо кончно передач F 0,85 - дослдний коеф цнт;

тт - модуль в середньому перерз зуба.

q max b/ b b b/ Re qm qmin dm d e а б Рис. 2. Коефцнт форми зуба YF визначають за табл. 14 з [1], вихо дячи з екввалентного числа зубцв.

2.16. Розрахунок зубцв прямозубо кончно передач за контактними напруженнями Контактн напруження в матерал зубцв кончних колс ви значають аналогчно цилндричним, але з використанням дамет рв екввалентних колс за умови, що рвнодюча розподленого по довжин зуба навантаження прикладена в середин його довжи ни:

2 cos 1 2 cos 2 cos 1 1 1 =+ = + = cos 1 +.

зв 1 2 d m1 sin d m2 sin d m1 sin u Враховуючи зв'язок тригонометричних функцй, а також фор мули для визначення передаточного числа, знаходимо 1 u cos 1 = = ;

u2 + tg 1 + 1 cos 2 = =.

tg 2 2 + 1 u2 + Псля пдстановки cos 1 i cos 2 у формулу приведеного рад уса кривизни нескладних перетворень запишемо u2 + 1 2.

= зв d m1 sin u Очевидно, що приведений радус кривизни в рзних перерзах зуба кончного колеса змнються пропорцйно даметрам цих пе рерзв або вдстан вд вершини початкового конуса. Ранше було зазначено, що питоме навантаження q також пропорцйне цй вд стан. Тому вдношення q/зв постйне для всх перерзв зуба. При цьому постйними залишаються контактн напруження по всй довжин зуба, що дозволя проводити розрахунок по будь-якому перерзу зуба.

Питоме навантаження в цьому перерз qm = (qmax + qmin ) / 2 = Ft K H / (b cos ).

Враховуючи вдмнност в розрахунках цилндричних конч них прямозубих передач, мамо u2 + E звТ 1K H [ H ]. (2.5) H = 1,18 F d m1b sin 2 u Для проектного розрахунку перетворимо цю формулу, вра ховуючи, що основними розмрами кончно передач de2 Re, a навантаження характеризуться моментом T2 на веденому валу.

Вносимо ц параметри в (2.5) отримумо E звТ 2 uK H d e 2 = 1,73, H [ H ] (1 K be )K be де K be = b / Re - коефцнт довжини зубчастого внця вдносно зов ншньо конусно вдстан. Рекомендуться K be 0,3 [2, с. 134]. Най бльш поширене значення K be = 0,285, при цьому d e 2 = 2,93 E звТ 2 uK H /( H [ H ] 2 ).

2.17. Черв'ячн передач Черв'ячн передач призначен для передавання обертального руху мж валами, ос яких перехрещуються. Кут перехрещування звичайно дорвню 90. Можлив й нш кути, але так передач зустрчаються рдко. Черв'ячна передача (рис. 2.13) складаться з обертового гвинта 1, який називають черв'яком, черв'ячного ко леса 2, що ма на свому обод зубц, як зачеплюються з витками черв'яка. Тому черв'ячн передач належать до зубчасто-гвинто вих. Ведучою ланкою звичайно 1 черв'як.

Черв'ячн передач набули по ширення у рзних галузях маши нобудування суднобудування, а оскльки характеризуються плав нстю безшумнстю роботи, точ нстю перемщень, можливстю за 90 безпечення великих передаточних чисел при невеликому габарит самогальмування. До недолкв черв'ячних передач можна вдне сти досить низький ККД, невели ку порвняно з зубчастими пере дачами передавану потужнсть Рис. 2. (звичайно не бльше 70 кВт), пдвищене спрацювання необхд нсть застосування дорогих матералв (бронз, латун).

Черв'як (рис. 2.14) як гвинт характеризуться осьовим кроком нарзки р = m, а для багатозахдних черв'якв - ще й ходом pz, причому pz = pz1, де z1 - число заходв черв'яка;

m - розрахунко вий модуль.

р d da d f b l Рис. 2. Число виткв черв'яка визначаться клькстю виткв (ниток) нарзки, як йдуть один вд одного на вдстан кроку мають свй початок на торцях нарзано частини черв'яка. ГОСТ 2144Ц93 пе редбача виготовлення черв'якв з одним, двома чотирма витка ми.

Основн параметри поширених черв'якв (див. рис. 2.14) так:

= 20 - кут профлю в осьовому перерз;

m - розрахунковий модуль;

ha1 = m - висота головки витка;

hf1 = 1,2m - висота нжки витка;

h1 = ha1 + hf1 = 2,2т - висота витка.

Длильний даметр черв'яка кратний модулю:

d1 = mq, де q - коефцнт даметра черв'яка, величина якого стандартизо вана: перший ряд - 8,0;

10,0;

12,5;

16,0;

20,0;

25,0;

другий ряд - 7,1;

9,0;

11,2;

14,0;

18,0;

22,4.

Примтка. Перевага вддаться першому ряду.

Кут пдйому гвинтово н черв'яка на длильному цилндр tg = pz / (d1 ) = mz1 / (mq ) = z1 / q.

Даметр вершин виткв черв'яка d a1 = d1 + 2 ha1 = qm + 2 m = = m(q + 2 );

даметр западин черв'яка d f 1 = d1 2 h f 1 = qm 2 1,2 m = = m(q 2,4 ).

Довжина нарзано частини черв'яка визначаться у залежнос т вд клькост виткв: при z1 = 1, 2 b1 (11+ 0,060z2 )m, мм, при z1 = = 4 b1 (12,5 + 0,09z2 )m, мм, де z2 - число зубцв черв'ячного колеса.

Через можливсть спотворення профлю на кнцях черв'яка при вход виход шлфувального круга шлфован черв'яки роблять довшими приблизно на 3т. Шлфування полрування робочо по верхн виткв черв'яка значно пдвищу навантажувальну здат нсть передач, бо зменшу небезпеку задання робочих поверхонь.

Черв'ячне колесо. Перерзи черв'яка черв'ячного колеса пло щиною, перпендикулярною до ос черв'яка, зображено на рис. 2.15.

a b b daM d f da d а б Рис. 2. Даметр длильного кола черв'ячного колеса d2 = mz2.

Даметр вершин зубцв черв'ячного колеса в середньому пе рерз d a2 = d2 + 2 ha2 = m(z2 + 2 ).

Даметр западин черв'ячного колеса в середньому перерз d f 2 = d 2 2 h f 2 = m (z2 2,4 ).

6m Зовншнй даметр черв'ячного колеса d aM 2 = d a2 +.

z1 + Ширину внця черв'ячного колеса визначають залежно вд д аметра вершин виткв черв'яка: при z1 = 1,2 b2 0,75 d a1;

при z1 = b2 0,67d a1.

Мжосьова вдстань черв'ячно передач a = (d1 + d2 ) / 2 = = m(q + z2 ) / 2.

Центральний кут дуги охвату 2 беруть у межах 90...110. На рис. 2.15,а тонкими нями зображено цилндричне черв'ячне ко лесо в зачепленн з черв'яком. Таку конструкцю нод застосову ють у приладобудуванн в несилових передачах (для такого ко леса довжина нй контакту зубцв з витками черв'яка менша).

2.18. Кнематика коефцнт корисно д черв'ячно передач Передаточне число. В осьовому перерз витки черв'яка явля ють собою рейку. За один оберт черв'як змщу колесо на величи ну ходу рз pz. Колова швидксть на початковому (длильному) кол черв'ячного колеса дорвню нйнй швидкост V1 руху вит кв черв'яка в осьовому напрям. Тому за кожний оберт черв'яка черв'ячне колесо повертаться на число зубцв, яке дорвню чис лу виткв черв'яка, тобто V1 = n1mz1 V2 = n2mz2. Коли V1 = V2, то n1z1 = n2z2 або 1z1 = 2z2. Тод передаточне число черв'ячно передач u = 1 / 2 = n1 / n2 = z2 / z1, де z1 - число виткв черв'яка.

Отже, передаточне число черв'ячно передач дорвню вдно шенню числа зубцв черв'ячного колеса до числа виткв черв'яка.

Число виткв черв'яка звичайно z1 = 1, 2, 4 а передаточне чис ло и = 8...80. Мал значення передаточних чисел (и = 5...7), як дуже велик (и = 100 бльше), у силових передачах зустрчаються рдко.

ККД черв'ячно передач. Коефцнт корисно д передач ви значаться втратами в зачепленн з, в опорах валв черв'яка ко леса п, а також втратами на розбризкування перемшування мас ла р:

= з п р.

Найбльшими з наведених втрати в зачепленн. Визначають х, як втрати на тертя у гвинтовй пар, за формулою з = tg /tg ( + ), де - кут пдйому гвинтово н;

- зведений кут тертя для матералв черв'яка колеса визначаться зведеним коефцнтом тертя fзв:

= arctg f зв.

Зведений коефцнт тертя залежить вд матералв чистоти робочих поверхонь черв'яка черв'ячного колеса, вдносно швид кост ковзання, кута профлю рз черв'яка та якост змащування.

Для сталевого черв'яка бронзового колеса величину зведеного кута тертя вибирають залежно вд швидкост ковзання (табл. 2.3).

Таблиця 2.3. Залежнсть вд Vковз Vковз, м/с Vковз, м/с 0,01 6,17...6,51 2,50 1,43...2, 0,10 4,34...5,09 3,00 1,36...2, 0,25 3,43...4,17 4,00 1,26...1, 0,50 3,09...3,43 7,00 1,02...1, 1,00 2,35...3,09 10,00 0,55...1, 1,50 2,17...2,52 15,00 0,48...1, 2,00 2,00...2, Точнсть. Розподл тиску в зон взамод зачеплення черв'яч но пари в бльшй мр залежить вд вдхилення мжосьово вдста н та осьового змщення середньо площини черв'ячного колеса. У зв'язку з цим передбачаться можливсть точного регулювання осьового положення черв'ячного колеса. Похибки геометр зубцв колеса виткв черв'яка стотно впливають на розподл тиску в зон зачеплення , отже, на несучу здатнсть передач. Для черв'яч них передач встановлено 12 ступенв точност. Ступен 3, 4, 5 при значен для передач з високою кнематичною точнстю. Для сило вих черв'ячних передач найчастше застосовуються ступен точ ност 7 (при Vs 10 м/с) 8 (при Vs 5 м/с). За ступенем 6 виготов ляють силов черв'ячн передач при великих швидкостях ковзан ня, до яких висуваються пдвищен вимоги щодо точност шуму.

2.19. Сили в зачепленн черв'ячно передач У черв'ячному зачепленн (рис. 2.16) дють:

колова сила черв'яка Ft1 (дорвню осьовй сил колеса Fа2) Ft1 = F F t T Fa Ft F F a r T Рис. 2. = Fa2 = 2T1 / d1;

колова сила колеса дорвню осьовй сил черв'яка Fа1: Ft2 = Fa1 = 2T2 / d2 ;

радальна сила Fr = Ft2 tg ;

нормальна сила Fn = Ft2 / (cos cos ), де - кут профлю виткв черв'яка в осьово му перерз (кут зачеплення, який для передач з архмедовим чер в'яком беруть 20). Сила Fa1 прагне зсунути черв'як вздовж ос, створюючи осьове навантаження на опори, згина вал черв'яка моментом Fa1d1/2 у вертикальнй площин. Сила Fr також згина вал черв'яка у вертикальнй площин, а сила Ft1 - у горизонталь нй створю обертальний момент Ft1d1/2. Моменти Т1 Т2 на чер в'яку колес знаходяться у спввдношенн T2 = T1u.

2.20. Розрахунок черв'ячно передач на контактну витривалсть Черв'ячн передач, як зубчаст, розраховують на витрива сть зубцв до контактних напружень напружень згину.

Розрахунок на контактну витривалсть визначаться на тих же передумовах, що розрахунок зубчастих передач.

Враховуючи, що радус кривизни профлю витка черв'яка в нормальному перерз =, псля спрощення формули (2.1) визна чамо контактн напруження за формулою E звТ 2 K Н сos [ H ].

H = 1,18 d 2 d1 cos Для сталевого черв'яка бронзового внця черв'ячного колеса при проектному розрахунку визначають мжосьову вдстань за формулою E звТ a = 0,625(q / z2 + 1) 3.

[ Н ] 2 q / z 2.21. Розрахунок зубцв на згин За напруженнями згину перевряють тльки зубц колеса, тому що витки черв'яка за формою матералом значно мцнш зубцв колеса.

Для зубцв черв'ячного колеса Ft2 K F [ F ], F = 0,7YF b2 mn де KF - коефцнт навантаження, який урахову вплив на наван тажувальну здатнсть передач, концентрацю навантаження по довжин зуба;

mn - нормальний модуль, mn = m cos ;

YF - коефц нт форми зуба, який залежить вд екввалентного числа зубцв колеса z V2 врахову особливост форми зуба колеса;

zv2 = z2 / cos3. Нижче наведен значення YF2 у залежност вд zV2.

zv2 - 20 24 26 28 30 32 35 YF2 - 1,98 1,88 1,85 1,80 1,76 1,71 1,64 1, zv2 - 40 45 50 60 80 100 150 YF2 - 1,40 1,34 1,30 1,27 1,24 1,55 1,45 1, 2.22. Розрахунок навантаження черв'ячних передач Для черв'ячних передач наближено приймають коефцнт на вантаження K H = K F = KV K, де KV - коефцнт динамчного навантаження;

K - коефцнт кон центрац навантаження.

Одню з переваг черв'ячних передач плавнсть безшумнсть роботи. Тому динамчне навантаження в цих передачах невелике.

При досить високй точност виготовлення беруть K V =1 при V2 3 м/с;

KV =1...1,3 при V2 > 3 м/с.

Хороша припрацьовансть матералв черв'ячно пари зменшу нервномрнсть навантаження по контактних нях. При сталому зовншньому навантаженн K 1;

при змнному - K = 1,05...1,2;

бльш значення - при менших q бльших z2. Допустим напружен ня згину [F] наведен в [1, табл. 12].

Звичайно розрахунков напруження згину в матерал зубцв колеса значно нижч допустимих.

2.23. Тепловий розрахунок черв'ячних передач Оскльки ККД черв'ячних передач низький, то для них тепло вий розрахунок ма першорядне значення. Тому обов'язково тре ба враховувати нагрвання.

Механчна енергя, втрачена в передач, переходить в тепло ву нагрва передачу. Якщо кльксть теплоти, яка видляться в працюючй передач, дорвню клькост теплоти, вдведено мас тильною рдиною поверхнею корпусу передач (редуктора), то передача (редуктор) працю нормально. Якщо вдведення видле но теплоти недостатн, то передача може перегртися вийти з ладу.

Кльксть теплоти Ф1 (теплова потужнсть), яка видлилась у працюючй черв'ячнй передач в секунду, визначаться за вира зом 1 = P (1 ), де Р1 - потужнсть на ведучому валу, Вт;

- ККД передач.

Видлена в редуктор теплота через його стнки передаться навколишньому середовищу. Кльксть теплоти, вддано при цьо му в секунду, називаться потужнстю тепловддач Ф2 визнача ться за формулою 2 = K т (t1 t0 )A, де А - площа поверхн охолодження корпусу (без днища), м2;

t1 - температура всередин редуктора або температура масла;

t0 - тем пература навколишнього середовища;

Kт - коефцнт теплопере дач стнок редуктора, Kт =14...17 Вт/(м2град), причому бльш зна чення беруть за сприятливих умов циркуляц повтря. Тем пература масла не повинна перевищувати допустиму [tм ] = 60...70 C. Температура навколишнього середовища (розра хункова) t0 = 20 С. Площу поверхн охолодження корпусу редук тора (рис. 2.17) визначають за спввдношенням A = 2H + (B + C ) + CB, де H = 2 a + 0,4d aM 2;

H = 1,3d aM 2 ;

C = 2d aM 2 - вдповдно висота, довжина ширина корпусу.

d aM H a da C B Рис. 2. Щоб збльшити тепловдведення, стнки редуктора виготов ляють ребристими. Якщо природного охолодження недостатньо (Ф2 < Ф1), то застосовують штучне охолодження [5].

Пд час природного охолодження змащування передач здс нються шляхом часткового занурення колеса або черв'яка в мас тильну ванну. Щоб запобгти великих утрат на розбризкування перемшування мастила, а також щоб мастило не пнилося (при цьому зменшуються мастильн якост), глибина занурення колеса в мастило не повинна бути бльше висоти його зуба або витка чер в'яка для швидкохдних передач 1/3 радуса тихохдних колс. Ре комендована кльксть мастила у ванн - 0,35...0,7 л на 1 кВт по тужност, що передаться.

2.24. Контрольна робота Задача Для привода вантажно судново лебдки (транспортера) роз рахувати спроектувати зубчасту (черв'ячну) передачу редукто ра, призначеного для ндивдуального виготовлення тривало ро боти. Навантаження нереверсивне, наближене до постйного.

Початков дан: F - тягове зусилля канатa, кН;

V - швидксть вибирання канатa, м/с;

Dб - даметр барабана, мм;

для привода вантажно лебдки Dб розраховуться (див. приклад 3, с. 115);

для привода транспортера Dб вибираться за табл. до рис. 2.18Ц2.27;

Lh - тривалсть роботи привода, год.

Для виконання дано контрольно роботи вибрати рисунок, но мер якого вдповда двом передостаннм цифрам номера залко во книжки, а дан свого варанта - з таблиц за останньою циф рою номера залково книжки.

Для розв'язання контрольно роботи 3 користуватися рекомен дацями на с. 78Ц83.

На рис. 2.18Ц2.27 прийнят позначення: 1 - електродвигун;

2 - з'днувальна муфта;

3 - цилндрична зубчаста прямозуба переда ча;

4 - цилндрична зубчаста косозуба передача;

5 - барабан лебд ки (транспортера);

6 - черв'ячна передача;

7 - кончна зубчаста передача.

D F, V Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 4,0 1,1 310 2 1,6 0,7 380 3 1,2 1,4 410 4 2,0 1,0 300 5 1,3 1,0 300 6 1,1 1,3 400 7 1,7 1,1 400 2 M 8 2,0 1,1 300 9 1,6 1,1 350 0 2,5 0,8 400 Рис. 2. Номер D F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 2,5 1,8 350 2 1,7 0,9 380 3 1,6 0,9 400 F, V 4 2,2 0,9 350 MИ 5 1,2 0,8 380 6 1,0 1,8 450 7 1,4 1,3 330 8 1,9 0,8 460 8500 12 6 9 2,1 0,9 350 0 1,4 1,3 300 Рис. 2. 3 Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 3,4 0,6 400 D 2 3,2 1,0 250 3 2,2 0,4 230 4 3,1 1,2 280 5 3,0 1,1 410 9000 MИ F, V 6 3,3 0,9 350 7 2,9 0,8 320 8 2,8 0,6 250 9 3,1 0,9 340 0 1,9 0,8 310 Рис. 2. Номер 6 F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 5,8 0,5 300 2 5,4 1,6 350 3 4,6 0,8 350 4 5,5 0,8 290 5 5,0 0,9 400 6 3,7 1,0 360 F, V 7 5,0 0,9 430 6000 D 8 5,1 0,9 350 8000 9 3,8 0,9 400 0 4,2 0,8 400 10500 Рис. 2. Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год антa 1 0,8 1,2 370 D 2 1,1 1,5 400 3 1,6 1,0 410 4 2,0 1,4 300 5 1,8 1,1 300 F, V 6 1,9 1,2 350 7 2,2 1,1 250 8 1,6 1,6 350 9 1,7 1,1 360 0 1,8 1,1 370 Рис. 2. 12 Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 2,5 1,2 350 2 1,4 0,9 270 3 3,2 0,6 350 4 3,9 1,5 410 5 3,0 0,9 400 6 3,2 0,8 280 F, V 7 3,6 1,0 400 8000 D 8 3,3 1,0 300 9 3,6 0,9 350 0 4,2 0,9 300 Рис. 2. Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 1,2 1,6 310 2 1,2 1,5 350 3 2,0 1,2 270 4 1,8 1,1 240 5 2,2 1,4 360 6 1,8 1,4 280 F, V 7 0,9 1,4 250 5100 D 8 1,9 1,8 300 9 1,0 1,2 260 0 2,0 0,8 320 Рис. 2. Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта D 1 6,0 0,5 380 2 5,7 0,9 320 3 3,4 1,3 350 4 3,8 0,8 280 5 4,0 1,0 370 F, V 6 3,5 0,9 300 7 4,1 0,9 310 8 3,9 1,0 370 9 1,9 1,0 380 0 4,5 1,0 400 Рис. 2. 12 Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год анта 1 1,5 1,3 280 2 1,7 1,1 270 3 2,6 1,8 300 4 1,6 0,8 330 5 1,3 0,9 280 6 1,6 1,5 300 7 0,9 1,2 320 8 1,1 1,0 350 7000 D 9 1,5 1,5 400 7000 F, V 0 2,8 1,2 250 Рис. 2. Номер F, V, Dб, Lh, вар кН м/с мм год антa D F, V 1 1,8 1,0 280 2 1,6 1,0 320 3 1,4 1,2 300 4 1,7 1,1 250 5 1,5 1,7 280 6 1,6 1,2 270 10000 7 1,2 1,2 300 8 1,3 1,1 420 9 1,4 1,4 200 0 2,0 2,0 360 Рис. 2. Розрахунок цилндрично зубчасто передач (прямозубо, косозубо) Послдовнсть розрахунку наступна.

1. Кнематичний розрахунок привода. Визначити потужнсть двигуна РЕД, кВт. Вибрати електродвигун (табл. 2.4);

частоту обер тання пЕД, хвЦ1;

крутн моменти на валах привода Т, Нм;

передат не число u. Для привода вантажно лебдки визначити розривне зусилля каната Fрз, вибрати його даметр dк визначити даметр барабана Dб.

Таблиця 2.4. Технчн дан електричних двигунв T пуск Т max Потужнсть РЕД, Частота обертання Тип двигуна пЕД, хвЦ1 Т ном кВт Т ном Синхронна частота обертання 3000 хв - 4А71А2 0,75 2840 2,0 2, 4А71В2 1,10 2810 2,0 2, 4А80А2 1,50 2850 2,1 2, 4А80В2 2,20 2850 2,1 2, 4А9012 3,00 2840 2,1 2, 4А100S2 4,00 2880 2,0 2, 4А112М2 5,50 2880 2,0 2, 4А132М2 7,50 2900 2,0 2, Синхронна частота обертання 1500 хв - 4А71А4 0,55 1390 2,0 2, 4А71В4 0,75 1390 2,0 2, 4А80А4 1,10 1240 2,0 2, 4А80В4 1,50 1415 2,0 2, 4А90L4 2,20 1425 2,1 2, 4А100S4 3,00 1435 2,0 2, 4А100L4 4,00 1430 2,0 2, 4А112М4 5,00;

5,50 1445 2,0 2, 4А132S4 7,50 1455 2,2 3, 4А132М4 11,00 1460 2,2 3, Синхронна частота обертання 1000 хв- 4А71А6 0,37 910 2,0 2, 4А71В6 0,55 900 2,0 2, 4А80А6 0,75 915 2,0 2, 4А80В6 1,10 920 2,0 2, 4А90L6 1,50 935 2,0 2, Продовж. табл. 2. T пуск Т max Потужнсть РЕД, Частота обертання Тип двигуна пЕД, хвЦ1 Т ном кВт Т ном 4А100L6 2,20 950 2,0 2, 4А112МА6 3,00 955 2,0 2, 4А112МВ6 4,00 950 2,0 2, 4А132S6 5,00 965 2,0 2, Синхронна частота обертання 750 хв - 4А71В8 0,25 680 1,6 1, 4А71А8 0,37 675 1,6 1, 4А80В8 0,55 700 1,6 1, 4А90LА8 0,75 700 1,6 1, 4А90LВ8 1,10 700 1,6 1, 4А100L8 1,50 700 1,6 1, 4А112МА8 2,20 700 1,9 2, 4А112МВ8 3,00 700 1,9 2, 4А132S8 4,00 720 1,9 2, 4А132М8 5,50 720 1,9 2, 2. Вибр матералу зубчастих колс. Рекомендац щодо вибо ру матералв та х механчних характеристик для виготовлення зубчастих колс наведен в табл. 2.5, 2.6.

Таблиця 2.5. Марки сталей для шестерн колеса Деталь Марка стал Шестерня 45 50 50Г 35Х або 40Х 30ХГС НВ Колесо 35, 35Л, 40Л, 25, 45Л, 40, 45, 50Л 45, 50, 55, 35Х, 40Х 40, 45 45 55Л Таблиця 2.6. Механчн характеристики сталей Розмри, мм Твердсть НВ Марка стал Термообробка серцевини поверхн D S 45 125 80 235...262 235...262 Полпшення 80 50 269...302 269...302 Полпшення Продовж. табл. 2. Розмри, мм Твердсть НВ Марка стал Термообробка D S серцевини поверхн 40Х 200 125 235...262 235...262 Полпшення 125 80 269...302 269...302 Полпшення 125 80 269...302 262...302 Полпшення закалка ТВЧ 40ХН 315 200 235...262 235...262 Полпшення 200 125 269...302 269...302 Полпшення 200 125 269...302 269...302 Полпшення закалка ТВЧ 20Х, 30ХГС 200 125 300...500 300...500 Полпшення, цементаця, закалка Для виготовлення зубчастих колс використовують стал з твердстю НВ<350. Для шестерн та колеса можна застосовувати одну марку стал, але з рзною твердстю. При вибор марок ста лей для зубчастих колс необхдно виконувати умови твердост НВ1 = НВ2 + (20...30) для прямозубих НВ1 = НВ2 + (60...80) для косозубих шевронних колс.

З табл. 2.6 вибрати матерал шестерн та колеса з зазначен ням термообробки, твердост та механчних характеристик тим, т, МПа.

3. Вибр допустимих контактних напружень. Допустим кон тактн напруження вибираються для шестерн колеса за формулою [ H ] = ( Н /[SH ])K HL, де Н 0 - границя контактно витривалост поверхонь зубцв, яка вдповда базовому числу циклв змни напружень N Н0. Для вуг лецевих легованих, нормалзованих полпшених сталей з твер дстю НВ 350 границя контактно витривалост Н 01 = 2 HB1 + + 70, МПа;

Н 02 = 2 HB2 + 70 МПа;

[S H ] - коефцнт безпеки;

при нормалзац та полпшенн зубцв [S H ] =1,1;

KHL - коефцнт дов говчност;

при тривалй робот передач KHL = 1.

Для косозубих шевронних передач прийматься умовне до пустиме напруження [ H ] = 0,45([ H1 ] + [ H2 ]) МПа. При цьому по винна виконуватись умова [ H ] < 1,23[ H2 ]. Якщо ця умова не ви конуться, то приймають допустиме контактне напруження [ H ] = 1,23[ H2 ].

4. Вибр допустимих напружень згину. Допустим напружен ня згину визначаються окремо для шестерн колеса за формулою [ F ] = ( F /[SF ])K FL K FC, де F0 - границя витривалост зубцв по злому, яка вдповда базовому числу циклв змни напружень N F0 (для вуглецевих ле гованих сталей, що пдлягають нормалзац та полпшенню до твердост НВ(180...350), F0 = 1,8НВ МПа;

для шестерн F01 = = 1,8НВ1 МПа, для колеса F02 =1,8НВ2 МПа);

KFC - коефцнт, який врахову вплив двобчного навантаження (KFC = 1 для нере версивних передач, KFC = 0,7...0,8 - для реверсивних);

[SF] - коеф цнт безпеки;

[SF] = 1,7...2,2 (для литих колс взьмемо [SF] = 1,9);

KFL - коефцнт довговчност;

при тривалй робот KFL = 1,0.

5. Проектний розрахунок на контактну мцнсть [1, с. 25].

Визначаться орнтовне значення мжосьово вдстан, задаться значення модуля зачеплення;

попередньо задаться кут нахилу (для косозубих шевронних передач);

сумарне число зубцв;

чис ло зубцв шестерн (z1 zmn = 17);

число зубцв колеса;

фактичний кут нахилу (для косозубих шевронних колс);

передатне число зубчасто передач u;

геометричн розмри шестерн та колеса;

ко лову швидксть зубчастих колс;

ступнь точност зачеплення;

зу силля, що дють у зачепленн;

конструктивн розмри колс;

да метр отвору пд вал;

виконуться переврка зубцв на контактну мцнсть та згин.

Послдовнсть проектного розрахунку кончно передач зб гаться з першими чотирма пунктами розрахунку цилндрично передач. Дал визначаться орнтовне значення длильного кола шестерн колеса;

ширина зубчастого внця;

модуль;

число зубцв колеса шестерн;

основн геометричн параметри;

середня коло ва швидксть ступнь точност зачеплення;

зусилля в зачепленн;

конструктивн розмри колс;

даметр отвору пд вал;

виконуть ся переврка зубцв на контактну мцнсть та згин.

Розрахунок черв'ячно передачи Розрахунок черв'ячно передач виконуться в наступнй посл довност: кнематичний розрахунок привода (див. п. 1 розрахунку зубчасто передач);

вибр матералу черв'яка внця черв'ячного колеса (матерал внця черв'ячного колеса - бронза БрАЖ9Ц4 або БрОФ10Ц1, черв'яка - загартована сталь 45 або 40Х, витки шлфо ван);

вибр допустимих напружень. Допустим контактн напру ження [H] для безолов'янистих бронз залежать вд швидкост ков зання V s, яка визначаться спочатку з спввдношення V s = = 3,5...4 м/с. Якщо для внця колеса вибирають ншу бронзу, то швидксть ковзання визначаться за формулою 4 n1 VS = T2 103.

Дал приймамо [H] за табл. 2.7.

Таблиця 2.7. Наближен значення допустимих напружень для черв'ячних передач Швидксть ковзання, м/с Матерал внця Спосб вдливу колеса 5 1 2 3 БрАЖ9Ц4 У землю 230 210 180 160 12 БрОФ10Ц1 У землю - 130 - БрОФ10Ц1 У металеву форму - 190 - БрОФНЦ10Ц1Ц1 Центробжне - 210 - литво Визначамо число виткв (заходв) черв'яка;

виконумо про ектний розрахунок на контактну мцнсть зубцв колеса: визнача мо орнтовне значення мжосьово вдстан;

осьового модуля коефцнта даметра черв'яка q.

Зв'язок модулв коефцнта даметра черв'яка q визнача ться ГОСТ 2144Ц76:

m 4,0 5,0 6,0 6,3 7,0 8,0 10,0 12, q 8;

(12,5) 10;

(16) 9;

(10) 8;

10;

(12,5;

16) 12 8;

10;

(12,5) 16 8;

10;

(12,5) Примтка. Числа, вказан в дужках, по можливост не засто совувати.

Визначамо основн розмри черв'яка;

черв'ячного колеса;

ККД передач;

зусилля, як дють в зачепленн;

фактичну швидксть ко взання;

довжину нарзно частини черв'яка b1 (за умов викорис тання одночасного зачеплення найбльшого числа зубцв колс без змщення):

при z1 = 1;

2 b1 = (11+ 0,06z2 )m;

при z1 = 4 b1 = (12,5 + 0,09z2 )m.

Значення зведеного кута тертя наведено в табл. 2.3.

Визначамо ширину колеса b2 найбльший даметр черв'яч ного колеса daM2 вдповдно до кута обхвату черв'яка колесом 2 = 100 (силов передач):

z1 - 1 2 daM2 daM2 + 2m daM2 + 1,5m daM2 + m = b2 0,75da1 0,75da1 0,67 da Визначамо конструктивн розмри черв'ячного колеса, да метр отвору пд вал. Виконумо переврку зубцв колеса за кон тактними та напруженнями згину.

Робоче креслення цилндричного зубчастого колеса з стандартними профлями зуба Робоче креслення повинно виконуватись згдно з загальними пра вилами, передбаченими в стандартах кСКД. Крм того, у частин еле ментв зачеплення металевих механчно оброблених колс креслення повинно задовольняти вимоги ГОСТ 2.402Ц68 ГОСТ 2.403Ц75. При цьому необхдно враховувати наступне.

Параметри зубчастого внця, позначен на рис. 2.28 зрочкою, обов'язков для кожного робочого креслення. Якщо припустити, що коло виступв буде вико n1 A ристовуватися як вимрю б* a* вальна база, то допуск на в* даметр d a рекомендуться вибирати за табл. 2.8.

A Таблиця 2.8. Допуск на даметр da Ступнь Вид спряжен * da d точност ня колс Допуск передач в передач 7 h E, D, C B, A г 8 h D, C, B, A n2 A 9 h C n4 45 2 фаски b* Рис. 2. При цьому величину радального биття n1 кола виступв тре ба брати рвною половин допуску на даметр da.

Величину осьового биття базового торця n2 вибирають за табл. 2.9.

Таблиця 2.9. Величина осьового биття базового торця Ступнь Ширина колеса (або довжина контактно н), мм точност до 55 55...110 110...160 160...220 220...320 320...450 450... 7 21 11 8 6 5 4,2 3, 8 26 14 10 8 6 5,2 4, 9 34 18 12 10 8 6, На зображеннях елементв зачеплення (див. рис. 2.28) вказу ють шорстксть: бокових поверхонь зуба а (табл. 2.10), поверхонь колових виступв б, поверхонь западин в [9, табл. XIII-35], повер хонь базового торця г (табл. 2.11).

Таблиця 2.11. Шорстксть базово Таблиця 2.10. Шорстксть бокових го торця поверхонь зубцв Модуль, Ступнь точност Торцеве Шорстксть поверхонь мм биття, мкм не вище базового торця 7 8 2, 8... 0,63 0, 0, 1Е 1, 15Е 0,...2,5 2, 1, 10Е 40Е80 Rz 80Е320 Rz Крм того, вказують шорстксть поверхонь фасок або раду св закруглення на кромках головок торцях зубцв. У залежност вд даметра ступеня точност колс шорстксть поверхонь реко мендуться приймати Rz10...Rz 40. Чим бльше даметр нижче сту пнь точност, тим вище шорстксть поверхонь.

Креслення повинно мстити дан про фаски або радуси на кромках головок торцях зубцв.

Таблиця параметрв обов'язкова на кресленнях будь-якого зубчастого колеса. Вона розмщуться у верхньому правому кут та викреслються за розмрами, вказаними у дод. 4.

Таблиця параметрв мстить дан для нарзання зубцв колс:

модуль т;

число зубцв z;

напрям н зуба (правий, вий, шев ронний). Необхдно враховувати, що нахил зуба у косозубо шес терн правий, а у колеса - вий або навпаки. Вихдний контур визначати за ГОСТ 13755Ц81;

ступнь точност за ГОСТ 1643Ц81.

Друга третя частини таблиц параметрв, як мстять дан для контролю, у вузвських проектах можуть не наводитися.

Над основним надписом креслення, а якщо це не можливо, то злва вд нього розташовуються технчн вимоги надпису креслен ня. Вони мстять вимоги до матералу заготвки, термчно обробки (твердсть НВ або HRC);

вказвки про розмри (довдков розмри радуси, кути тощо);

граничн вдхилення розмрв (невказан гра ничн вдхилення тощо);

допуски форми розташування, на як в ГОСТ 2.308Ц79 нема граничних знакв;

вимоги до якост поверхн.

Допуски на розмри цилндричних зубчастих передач регламен туються стандартом. Допуски вказують на кресленнях умовни ми позначеннями - графчними знаками, як записують у таблич ному вигляд (табл. 2.12). У першй частин таблиц розташову ють графчний знак допуску форми розташування, у другй - числове значення допуску в третй - позначення бази, вдносно яко задано допуск. Граничн вдхилення розмрв, нанесених на кресленнях, вказують у млметрах. Допустимо не вказувати гра ничн вдхилення на розмрах, як визначають зони рзно шорстко ст рзно точност одн т ж поверхн, зони термчно оброб ки, покриття, накатки, а також на даметрах накатаних повер хонь.

Таблиця 2.12. Умовн позначення допускв Допуск Знак Допуск Знак 2h Круглост Перпендикулярност 1,6h 2h Цилндричност Радального биття 45 60 1,6h Спввсност Симетричност 1,6h Паралельност Позицйний 60 Примтка. h = 3,5 мм;

знаки T означають, що допуски задан в даметраль ному вираз.

Граничн вдхилення багаторазово повторюваних розмрв вд носно низько точност (вд 12-го квалтету грубше) на зобра ження детал не наносять, а вказують у технчних вимогах загаль ним надписом: "Невказан граничн вдхилення розмрв отвору +t, валв Цt, нших t/2 середнього класу точност (ГОСТ 25670Ц83)".

Граничн вдхилення нйних розмрв вказують одним з спо собв: умовними позначеннями полв допускв, наприклад 65Н7;

числовими позначеннями граничних вдхилень, наприклад 65+0,03;

умовними позначеннями полв допускв з вказвкою у дужках зна 0, чень граничних вдхилень, наприклад 18р 0,045.

Рекомендуться вибирати перший спосб при номнальних роз мрах, як входять в ряд стандартних чисел, другий - при нестан дартних числах номнальних розмрв третй - при стандартних числах, але нерекомендованих полях допускв.

Допуски розташування базових поверхонь Базов поверхн позначають на кресленнях зубчастих колс за ГОСТ 2.308Ц79 рвностороннм закресленим трикутником, з'дна ним з рамкою, в якй записують позначення бази великою терою латинського алфавту. Висота закресленого трикутника дорвню h, а висота рамки 2h, де h - висота розмрних чисел на кресленн, h = 3,5 мм.

На зовншнй даметр зубчастого внця задають граничн вд хилення, що вдповдають полям допускв:

Модуль, мм Поле допуску Не менше 2,5 h/ 2,5...6,3 h/ Не бльше 6,3 h/ На ширину шпоночного паза найчастше задають поле допус ку I S 9 (ГОСТ 23360Ц78).

На глибину шпоночного паза (розмр d + t2) задають граничн вдхилення: +0,1 при перерз шпонки 6х6 мм;

+0,2 мм - вд 6х6 мм до 32х18 мм.

Допуски форм розташування поверхонь Кожний з допускв форми або розташування поверхонь (рис. 2.29) ма призначення: допуск цилндричност посадочно по верхн 1 - для обмеження концентрац контактного тиску по по садочнй поверхн;

допуски перпендикулярност 2 та паралельно ст 3 торця маточини - для створення точно бази для пдшипникв кочення зменшення перенесення клець пдшипникв викривлен ня геометрично форми доржки кочення внутршнього кльця.

Якщо у колеса нема виточ ки , вдповдно, розмру, допуск паралельност вдносять до умов А ного даметра d = (1,5...2,0 )d. Тод в рамках умовного позначення наводять значення допуску пара d лельност даметр вимрювання;

d = наприклад, для мм:

А Якщо торц маточини не бе 2 руть участь у базуванн пдшип А никв, то допуски по 2 3 не при А значають.

Точнсть виготовлення цилн дричних передач задаться сту dмат d пенем точност, видом спряжен l ня видом допуску на боковий за зор. Стандартом передбачено Рис. 2. дванадцять ступенв точност (вд 1-го до 12-го) у порядку збльшення полв допускв. Для кож ного з них, крм 1-го та 2-го, встановлюються норми кнематич но точност, плавност роботи контакту зубцв у передач. Не залежно вд ступеня точност передбачаться шсть видв спряжень (Н, Е, D, С, В, А) всм видв допускв на боковий зазор, позначе них у порядку зростання (h, d, c, b, а, z, y, x). До умовного позна чення точност передач входять ступнь точност, види спряження допуску на боковий зазор.

Якщо спряження виду Н Е застосовуються з допусками h е, а спряження D, С, В, А - вдповдно з d, c, b, а, то позначення виду допуску на боковий зазор в умовному позначенн точност не на водиться.

Приклад умовного позначення точност передач: 8-С ГОСТ 1758Ц81.

Таке позначення вказу, що передача 8-го ступеня точност, вид спряження С, а вид допуску на боковий зазор - с.

Конструювання зубчастих, черв'ячних колс черв'якв Зубчаст колеса. Цилндричн зубчаст колеса виготовляють з прямими, косими та шевронними зубцями.

Прямозуб колеса застосовують завжди у вдкритих закри тих передачах при колових швидкостях до 2 м/с.

Косозуб цилндричн колеса працюють бльш плавно, тому х застосовують при колових швидкостях бльше 2 м/с. Так колеса можуть передавати бльше навантаження, нж прямозуб. Техно логя нарзання косих зубцв мало вдрзняться вд технолог на рзання прямих. У зв'язку з цим для пдвищення передаваного на вантаження косозуб колеса доцльно застосовувати в закритих передачах.

Кут нахилу зубцв косозубих колс вибирають так, щоб осьо ве перекриття зубцв було бльше одиниц:

4 mn sin, b де - кут нахилу зубцв;

mn - модуль у нормальному перерз;

b - ширина зубчастого колеса.

Недолком цилндричних косозубих колс те, що при робот передач в зачепленн виникають осьов сили, як додатково наван тажують пдшипники. Щоб осьова сила, яка д в зачепленн, не була дуже великою, кут нахилу беруть у межах вд 8 до 18.

Шевронн зубчаст колеса взагал застосовують у важкона вантажених закритих передачах, як працюють з середнми швид костями. Шевронн колеса без доржки виготовляють на дорогих верстатах, тому х застосовують менше, нж колеса з доржкою.

У шевронних передачах для рвномрного розподлу зусиль по пвшевронам одне з колс пари встановлюють з можливстю осьо вого перемщення ("плаваючий" вал). Щоб забезпечити таке пере мщення, потрбно для подолання сил тертя в опорах в зачепленн створити значн осьов сили, що досягаться збльшенням кута на хилу зубцв. Великий кут нахилу зубцв зменшу осьову "гру", викликану неоднордними вдхиленнями колових крокв зубцв у пвшевронах. Осьов зусилля, що дють у зачепленн шевронного колеса, взамно зрвноважуються на колес на пдшипники не пе редаються.

Кончн колеса виготовляють з прямими, косими коловими зубцями. Кончн прямозуб колеса застосовують при тих же ко лових швидкостях, що прямозуб цилндричн.

Цилндричн кончн зубчаст колеса виготовляють з матер алв, зазначених у табл. 2.5 2.6.

Шестерн виготовляють у двох варантах: разом з валом (вал шестерня) або окремо вд нього (насадна шестерня).

Шестерня може бути виготовлена насадною тльки у тому ви падку, коли длильний даметр вдповда умов (рис. 2.30) d1 d + 2t1 + 2 a + 2,5 m, де d - даметр вала, мм;

m - модуль, мм.

Якщо a 0 (табл. 2.13), d1 d + 2 (t1 + 0 + 1,25 m ).

При виготовленн насадно шестерн спрощуться заготвка вала, який виробляють у такому раз з прутка;

удосконалються його обробка, оскльки для посадки шестерн необхдно точно об робити нитку вала. Але обробка само 1,25m шестерн ускладнються у зв'язку з тим, що для посадки на вал необхд t но точно обробити отвр пд вал, а та а кож втрачаться час на складання з'д d d нання.

При виготовленн шестерн разом з валом бльш складною буде заготв ка вала-шестерн. Але останнм часом вс шестерн редукторв виконують разом з валом, оскльки пд час виго товлення зменшуються втрати матер алу.

Рис. 2. Таблиця 2.13. Спввдношення розмрв зубчастих колс Лит колеса Кован та штампован Параметри колеса d 400 мм d 400Е1000 мм колеса d 600 мм lмат (1,0...1,6)d, але не менше b dмат (1,6Е1,7)d для сталевих колс (1,7...1,8)d для чавунних колс Цилндричн колеса 0 (2Е3)m / cos (2,5Е4)m / cos (2Е3,5)m / cos С (0,2Е0,3)b 0,2b (0,15Е0,3)b d0 (Dк - dмат)/(2,5...3) D0 0,5(Dк + dст) Кончн колеса 0 (2...3)mte (2,5...4)mte (2...3,5)mte C (0,2Е0,4)b 0,2b (0,15Е0,3)b d0 Конструктивно Примтка. Розмри 0 та С не менше як 10 мм для кованих колс не менше як 10...15 мм для литих колс (у залежност вд даметра).

За результатами розробки ескзного проекту викреслюються контури зубчастих або черв'ячних колс та черв'якв. Дал йде конструктивна обробка х форми. Деяк з таких елементв показа н на рис. 2.31. Зубчаст колеса складаються з обода з спицями, маточини диска або спиць, як з'днують обд з маточиною, при чому число спиць с (звичайно парне) визначають залежно вд да метра колеса:

Даметр колеса, мм - 400...600 700...1500 1600... Число спиць с 4 6 - Обд сприйма навантаження вд зуба тому повинен бути мцним. В той же час вн повинен бути досить пддатливим, щоб, деформуючись пд час навантаження, бути здатним рвномрно роз подляти його по довжин зуба.

Методика розрахункв елементв зубчастих колс (крм зубцв) до цього часу не зроблена, тому оптимальну товщину обода ви бирають згдно з рекомендацями, виконаними на основ багатолт нього досвду виготовлення та експлуатац зубчастих колс. Для цилндричних кончних колс (рис. 2.32) товщину ободу та нших елементв визначають за табл. 2.14.

b2 b ф f f 45 S S b2 1...2 мм 1...2 мм f 45 da da dмат d lмат lмат = b lмат = b Рис. 2. f f 0 = 2,5 mte + 2 мм 1,2 mte d ае d ае dмат dмат lмат lмат d d Рис. 2. Шкдливий вплив нервноважност зубчастих колс на робо ту механзмв машин квдують балансуванням. Детал типу зуб частих колс балансують звичайним шляхом свердлння отворв на площинах, перпендикулярних осям обертання. При конструю ванн колс треба передбачити поверхн, на яких можна свердлити отвори. Звичайно такими поверхнями торц ободв зубчастих колс.

Черв'ячн колеса. Основн геометричн розмри черв'ячного ко леса визначен за розрахунками. Частше черв'ячн колеса засто совують збрними. Центр колеса - чавун або сталь, зубчастий в нець - бронза. З'днання внця з центром повинне забезпечити пе редачу великого за значенням крутного момента та порвняно не велико колово сили.

Розмри основних конструктивних елементв приймають за спввдношеннями, зазначеними на рис. 2.33. нш конструктивн елементи черв'ячних колс приймаються такими, як для зубчастих (див. табл. 2.13).

S4 2,5 m b2 S f 45 S t = 0,8 h 1,5S S h 0,15be C C C = (1,2...1,3)S d aM d aM...H7/n б...H7/s...

dмат...

dмат d d lмат lмат в a Рис. 2. При односторонньому напрямку обертання черв'ячного коле са на зовншнй поверхн центра традицйно передбачають бур тик (див. рис. 2.33,а). Звичайно наявнсть буртика ускладню ви готовлення центра внця. Частше в сучасних конструкцях з'д нання внця з центром виконують без буртика. Черв'ячн колеса обертаються з невеликою швидкстю, тому неробоч поверхн обода, диска, маточини колеса залишають необробленими вико нують конусними з великим радусом закруглень.

Основою розрахункв допускв посадок державн стандар ти (для розмрв до 3150 мм) та ГОСТ 25348Ц82 (для розмрв вд 3150 до 10000 мм).

Рекомендован наступн посадки для з'днань редуктора: на садка зубчастого колеса на вал - Н7/r6 (для важких ударних на вантажень), Н7/Р6 (для помрних поштовхв);

кришки торцевих вузлв на пдшипниках кочення - за ГОСТ 25346Ц89;

пдрозпрн кльця, сальники - Н8/h8 Н9/h9;

зовншн кльце пдшипника ко чення в корпус - за системою вала вдхилення отвору Н7;

зрочка на вал - Н7/h6;

з'днання внутршнього кльця пдшипника з ва лом - вдповдно напруженй пдшипниковй посадц, якщо вдхи лення вала K6.

Розрахунок допускв посадок основних з'днань редуктора наведено в табличнй форм. Приклади розрахункв з визначени ми для кожного з'днання полями допускв наведен в табл. 1 з [1].

Для визначення граничних вдхилень розмрв деталей потрбно ко ристуватись стандартом.

Як в будь-якому механзм, у редуктор неможливо обйтись без нарзних з'днань, як вибираються у наступнй послдовност:

болти фундаментн d1 = (0,03...0,036 )a + 12 мм;

болти, якими закрп люють кришку на корпус редуктора бля пдшипникв, d 2 = = (0,7...0,75 )d1 мм;

болти, як з'днують кришку з корпусом, d 3 = = (0,5...0,6 )d1 мм.

Вдповдно до розрахункв вибираються даметри болтв (ГОСТ 7796Ц70, ГОСТ 6402Ц70, ГОСТ 5915Ц70). У необхдних ви падках застосовуються гвинти з цилндричною головкою (ГОСТ 1491Ц80);

з потайною головкою (ГОСТ 17485Ц77);

з пвкруг лою головкою (ГОСТ 17473Ц80);

з напвпотайною головкою (ГОСТ 17474Ц80).

3. Вали служать для пдтримання деталей передач (зубчастих, черв'ячних колс, зрочок, шквв тощо), вони навантажен оберталь ним згинальним моментами. За конструктивним виконанням вали бувають гладкими (одного даметра), ступнчастими, суцльними пустотлими. У суднових машинах механзмах найчастше за стосовуються вали ступнчасто форми, як забезпечують близь ку рвномцнсть за згинанням.

Пд час конструювання валв необхдно урахувати наступн рекомендац:

вали проектувати гладенькими з мнмальною клькстю ви ступв;

кожна насаджена на вал деталь повинна проходити до сво посадочно поверхн вльно, щоб уникнути пошкодження нших по верхонь;

торц валв та х виступи виконувати з фасками для зручнос т насадки деталей та виконання норм охорони прац;

у важконавантажених валах для зниження концентрац напру жень у мсцях посадочних поверхонь рекомендуться перепади виступв виконувати мнмальними з застосуванням гантелей змнного радуса;

при посадках з натягом важливо поднати шпонкову канав ку в маточин з шпонкою вала. Для полегшення складання на по садочнй поверхн вала передбачають невелик напрямн цилнд ричн длянки з полем допуску d9;

якщо на валу деклька шпонкових пазв, то х розташовують на однй тврнй вала;

для збльшення згинно жорсткост валв рекомендують роз ташовувати детал ближче до опор;

при розробц конструкц вала треба мати на уваз, що рзк змни х перерзу викликають концентрацю напружень, зменшу ють витривалсть;

для пдвищення мцност валв рекомендуться поверхневе змц нення.

3.1. Матерал валв Одним з вдповдальних моментв пд час проектування валв вибр матералу способу його змцнення. У залежност вд ви мог щодо мцност вали можуть пддаватися термчнй або хмко термчнй обробц.

Вали виготовляють в основному з вуглецевих легованих сталей. Вони повинн бути мцними, добре оброблятися мати ве ликий модуль пружност. Вали без термообробки виконують з ста лей Ст5, Ст6, вали з термообробкою - з сталей 45, 40Х (табл. 3.1).

Швидкохдн вали, як працюють в пдшипниках ковзання, виго товляють з сталей 20, 20Х, 12Н3А. Цапфи цих валв цементують для пдвищення мцност.

Таблиця 3.1. Механчн властивост матералв валв Даметр Твердсть тим т т Ц1 - Марка заготовки, HB, не стал МПа мм, не менше менше 5 Будь-який 190 520 280 150 220 130 0 Будь-який 200 550 280 150 250 150 0 45 120 240 800 550 300 350 210 0,10 80 270 900 650 390 380 230 0,10 0, Будь-який 200 730 500 280 320 200 0,10 0, 40Х 200 240 800 650 390 360 210 0,10 0, 120 270 900 750 450 410 240 0,10 0, Будь-який 240 220 650 390 360 210 0,10 0, 40ХН 200 270 920 750 450 420 250 0,01 0, 20Х 120 197 650 400 240 300 160 0,03 12ХН3А 120 260 950 700 490 420 210 0,10 0, 18ХГТ 60 330 1150 950 605 500 280 0,15 0, 30ХГТ Будь-який 320 1150 950 555 520 310 0,15 0, 3.2. Проектний розрахунок валв Пд час проектного розрахунку потрбно визначити розмри матерал вала, вибрати його конструкцю (мсця прикладення сил, розташування опор). У той же час розробка конструкц вала не можлива без попередньо оцнки його даметра. На практиц зви чайно використовують наступний порядок розрахунку.

Попередня оцнка середнього даметра вала d виконуться при визначенн допустимих напружень кручення, величина яких знач но нижча вд дйсно мцност:

16T d 3, (3.1) [ ] де Т - крутний момент, Нмм.

При розрахунку редукторних валв за цю формулою визна чають даметри вихдних консольних длянок валв (приймають [] = 12...20 МПа). Для валв з конструкцйних вуглецевих сталей отриман значення округляють за ГОСТ 6636Ц69: вд 10 до 22 мм - через 1 мм;

вд 24 до 55 мм - через 2 мм;

вд 56 до 110 мм - через 5 мм т. д.

Даметр вихдного кнця вхдного вала редуктора, з'днаного з валом електродвигуна, треба призначати не менше 0,8 даметра вала електродвигуна для можливост з'днання валв стандарт ною муфтою.

Псля оцнки даметра вала розробляють його конструкцю (рис. 3.1). Переврочний розрахунок вибрано конструкц викону ють, якщо необхдно вносити виправлення. При цьому врахову ють, що даметр вала одним з основних параметрв, який визна ча розмри витривалсть пдшипникв. На практиц нердк випад ки, коли даметр вала визначаться не його мцнстю, а мцнстю D T l l b а l c Рис. 3. пдшипника. Тому розрахунки валв пдшипникв пов'язан мж собою.

3.3. Навантаження, як дють на вали Зовншн навантаження, як дють на вали, передаються вд де талей, насаджених на них (зубчастих, черв'ячних колс, зрочок ланцюгових передач, шквв муфт тощо), через длянки контакту, а в розрахунковй схем х замнюють екввалентними зосередже ними силами, прикладеними посередин довжини маточини наса джено детал.

Як правило, сили вд деталей передач дють у рзних площи нах, тому силовий аналз виконують з урахуванням усх цих пло щин. У бльшост випадкв розрахункова схема вдповда балц, яка навантажена зосередженими силами моментами, що викли кають згинання розтягування (стискання).

Якщо сили, як дють на вал приведен до його ос, розташо ван в рзних площинах, то х потрбно розглядати окремо в кож нй площин, для яко визначаються опорн реакц згинальн мо менти. При взамно перпендикулярних площинах сумарн опорн реакц згинальн моменти, як дють на вал у простор, визнача ються як х геометрична сума. У тих випадках, коли найбльший кут мж площинами, в яких лежать сили, не перевищу 30, можна прийняти, що вс сили лежать в однй площин.

Для спрощення розрахункв при геометричному пдсумовуванн згинальних моментв можна з деякою похибкою прийняти епюру моментв, обмежену прямою ню, що збльшу запас мцност вала.

3.4. Переврочний розрахунок валв Розрахунок проводять у такй послдовност [1, с. 45]. з крес лень вала складають схему, на яку наносять ус зовншн сили, як навантажують вал, приводи площину х дй до двох взамно пер пендикулярних площин (горизонтальна Х вертикальна Y). Дал визначають реакц в опорах у горизонтальнй та вертикальнй площинах. У цих площинах виконують епюри згинальних момен тв Мх Му та крутного момента Т, знаходять екввалентний мо мент. Для визначення попереднього положення небезпечних пере рзв на рзних длянках вала необхдно мати епюри моментв, роз мри перерзв вала концентрацю напружень (рис. 3.2).

г г RB RА А В Ft2 l 2 Ft1 l l Mзг Fa Mзг Ft Fr2 Fa в Fr1 в RA RВ Fa2 Fr Fa Mзг3 M M l Fr2 Mзг зг4 зг X Ft Y l Mзг d1/ l1 Mзг Mзг Fa Mзг T Ft Ft d 2/2 Fr X Fa Y Fr а б Рис. 3. 3.5. Розрахунок валв за границею витривалост Цей розрахунок виконують для переврки запасу мцност окре мих перерзв вала за границею витривалост при наявност рд ко дючих перевантажень - за межею текучост. Для кожного з установлених перерзв визначають коефцнт запасу мцност S та порвнюють його з допустимим значенням [S], яке беруть у ме жах вд 1,3 до 2,1.

Загальний запас мцност, коли в перерз дють нормальн дотичн навантаження, S S [S ], S= 2 S + S де S S - запас мцност при д нормальних дотичних напру жень, 1 S =, S = ;

a K / (K d K F ) + m a K / (K d K F ) + m m a - середн напруження циклу та амплтуда нормальних на пружень, m = 0;

a = Mзг / (0,1d 3 );

m, a - середн напруження ци клу та амплтуда дотичних напружень, m = a = 0,5 = 0,5T / (0,2 d 3 );

, - коефцнти, як враховують чутливсть матералу вала до асиметр циклу напружень, = 0,05...0,15;

= 0...0,1 (див.

табл. 3.1);

Ц1, Ц1 - границ витривалост (див. табл. 3.1), 1 = = (0,4...0,5 ) тим, 1 = (0,2...0,3 ) тим;

K d - коефцнт масштабного факторa (табл. 3.2);

KF - коефцнт чистоти поверхн поверхне вого зачеплення (табл. 3.3);

K, K - коефцнти концентрац на пружень при згинанн крученн (табл. 3.4).

Pages:     | 1 | 2 |    Книги, научные публикации