пик2 (Пример домашнего задания)
Описание файла
Файл "пик2" внутри архива находится в папке "Пример домашнего задания". Документ из архива "Пример домашнего задания", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "проектирование и конструирование машин и роботов (пик)" из 6 семестр, которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "проектирование и конструирование машин и роботов" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "пик2"
Текст из документа "пик2"
В учебниках и справочниках по деталям машин к достоинствам фрикционных передач обычно относят простоту формы тел качения и равномерность вращения. В качестве недостатков отмечают: большие нагрузки на валы и подшипники, необходимость специальных нажимных устройств, опасность повреждения при буксовании и невозможность получения точных средних передаточных отношений. Из этой характеристики следовало, что применять их можно лишь для неответственных передач при небольших нагрузках. Указание на равномерность вращения хотя и заманчиво для высокоскоростных передач, однако не может быть реализовано по причине указанных недостатков.
Основным недостатком, ограничивавшим до последнего времени область применения и сдерживавшим развитие фрикционных передач, являлась необходимость создания больших сил взаимного прижатия рабочих тел. Во фрикционных передачах полезная нагрузка передается за счет сил трения, развивающихся на площадках соприкасания рабочих тел. При этом сила прижатия рабочих тел в 1 /f раз больше реализуемой силы трения. Коэффициент трения f в зависимости от материалов и условий контакта изменяется в пределах от 0,20 до 0,05. Следовательно, сила прижатия превосходит полезную передаваемую силу в 5 — 20 раз. С учетом необходимого запаса сцепления, зависящего от характера нагружения передачи, необходимая сила прижатая будет еще больше.
Этот недостаток и ограничивал применение фрикционных передач из условия передаваемой нагрузки. При этом ограничение по несущей способности определялась не прочностью рабочих тел (как в зубчатых передачах, где несущая способность определяется прочностью, зубьев), а прочностью подшипников и валов. С целью снижения нагрузок на валы и подшипники, применялись клинчатые рабочие тела, а также конические и цилиндрические тела с поверхностным слоем из неметаллических материалов, обладающих высокими коэффициентами трения скольжения. Эти частичные решения приводили одновременно к увеличению габаритов передачи и поэтому не давали решающих преимуществ.
Рациональное разрешение задачи о повышении несущей способности фрикционных передач может быть достигнуто лишь путем разработки передач с валами и подшипниками, разгруженными от усилий прижатия рабочих тел. Таким образом преодолевается лимитирующее влияние грузоподъемности подшипников и прочности валов на несущую способность фрикционных передач и появляется возможность применения стальных рабочих тел, допускающих высокие контактные напряжения на площадках контакта.
В разное время был предложен ряд фрикционных передач с разгруженными от сил прижатия валами. Анализ их показал, что все они имели недостатки, в силу которых не могли конкурировать с зубчатыми передачами, и поэтому не получили промышленного применения.
Исследования, проведенные в ВВИА, привели к разработке соосных фрикционных передач с цилиндрическими рабочими телами, в которых усилия прижатия не передавались на подшипники и валы. Разработанные передачи выполнены по схеме планетарного редуктора (рис. 1) и различаются лишь способом прижатия рабочих тел.
При вращении ведущего вала — солнечного колеса 1 прижатые к нему сателлиты 2 обкатываются по внутренней поверхности охватывающего неподвижного коронного колеса — кольца 3. Оси сателлитов, помещенные на подшипниках (на схеме они не показаны) в радиальных прорезях выступающих щек водила 4, увлекают его за собой. Выступающий конец водила является выходным валом планетарного редуктора. Если водило 4 закрепить неподвижно, то получится соосная передача с тремя переборами 2, по которым разветвляется поток мощности. В этих передачах прикатив рабочих тел осуществляется за счет деформирования либо охватывающего кольца 3, либо гильзы ведущего вала 1, либо того и другого. При этом одновременно обеспечивается также свобода радиальных перемещений промежуточных тел, что приводит к разгрузке подшипников от усилий прижатия рабочих тел. Такие передачи получили общее название фрикционных передач с замкнутыми нормальными силами прижатая.
Рис.1. Схема планетарной фрикционной передачи с цилиндрическими поверхностями рабочих тел и замкнутыми силами прижатия
Рис.2. Графики сравнительной несущей способности фрикционных и зубчатых передач
Прижатие рабочих тел осуществляется либо путем изготовления рабочих тел с соответствующими допусками и последующей сборкой с натягом, либо путем применения специального нажимного устройства, размещенного на кольце 3 или в гильзе вала 1 (стрелки на рис. 1 указывают усилия, вызывающие деформацию). Деформирование гильзы 1 возможно лишь в случае, когда размеры гильзы позволяют размещать нажимные устройства внутри нее.
По способу действия нажимное устройство может быть выполнено с постоянным (статическим) усилием прижатия или с переменным (динамическим), которое автоматически изменяется с изменением передаваемой нагрузки. В передачах с постоянным усилием прижатия расчетное усилие прижатия назначается с учетом возможных толчков и ударов для исключения в этом случае возможного проскальзывания. Кроме того, для этих передач усилие прижатия с износом будет несколько уменьшаться, что потребует подтяжки нажимного устройства в процессе длительной эксплуатации. Этот вариант прижатия рабочих тел, очевидно, целесообразен для передач, работающих при спокойной нагрузке. Для большинства авиационных силовых установок и главных корабельных приводов достаточно постоянного усилия прижатия.
В передачах с постоянным усилием прижатия величина контактных напряжений, соответствующая максимальным нагрузкам, не меняется. Передачи с переменным усилием прижатия более совершенны. Контактные напряжения на площадках касания рабочих тел таких передач в каждый момент времени соответствуют передаваемым нагрузкам. Снижение расчетного уровня контактных напряжений в передачах с переменным усилием прижатия повышает их технико-экономические характеристики. Существует достаточное количество нажимных устройств, различающихся как принципом действия, так и конструкцией. Принцип действия и конструкция нажимного устройства зависят от назначения передачи и условий ее эксплуатации.
Усилия прижатия рабочих тел, как видно из схемы рис.1, не воспринимаются подшипниками, а замыкаются на валу 1 и охватывающей кольце 3. Следует отметить, что охватывающее кольцо 3 конструктивно может быть выполнено в виде корпуса редуктора с внутренней цилиндрической рабочей поверхностью или в виде самостоятельной детали, установленной в корпусе. Промежуточные тела 2 представляют собой цилиндрические катки на осях. Их оси устанавливается на подшипниках и водиле 4 таким образом, чтобы обеспечивалась возможность их радиального перемещения относительно оси водила. Свобода радиальных перемещений промежуточных тел 2 необходима для выравнивания нагрузки между ними. Однако, это необходимое условие является недостаточным.
Достаточным условием для выравнивания нагрузки на сателлитах будет обеспечение свободы самостоятельной установки охватывающему кольцу 3 или ведущему валу 1. Конструктивное оформление возможности самоустановки указанных элементов 1 и 3 не представляет затруднений. Для этого можно, например, посадить вал 1 или кольцо 3 на эвольвентные шлицы. С точки зрения, упрощения конструкции фрикционной передачи предпочтительнее установка на шлицы вала 1. В этом случае кольцо 3 может быть выполнено заодно с корпусом или в виде гильзы, закрепленной в корпусе.
При работе передачи промежуточные тела 2 обкатываются по валу 1 и колесу 3 без скольжения. Из этого следует, что потери в рассматриваемых фрикционных передачах будут много меньше, чем в зубчатых передачах. В связи с малыми потерями появляется возможность осуществления фрикционных передач без охлаждения маслом. При работе без смазки фрикционные передачи будут обладать наибольшей экономической эффективностью. Их масса и габариты будут наименьшими вследствие большего значения коэффициента трения скольжения и больших допускаемых контактных напряжений.
Как следует из рассмотрения конструкции и кинематики соосных фрикционных передач, вибрации и шум в них могут возникать лишь при относительном качении цилиндрических рабочих тел. Другими словами, природа возникновения шума и вибраций рассматриваемых фрикционных передач аналогична таковым для роликовых подшипников в зоне нагружения. Следовательно, уровень шума и вибраций будет зависеть от величины отклонений рабочих поверхностей от цилиндрической формы и будет соответствовать примерно уровню шума тяжело нагруженных подшипников или быть даже меньше, поскольку рабочие тела фрикционных передач всегда прижаты с усилием друг к другу, а в подшипниках между ними имеется зазор.
Сложилось мнение, что нагрузочная способность фрикционных передач существенно ниже, чем зубчатых. Поэтому их применение возможно якобы лишь в механизмах с малыми нагрузками. Легко показать ошибочность мнения, исходя из прочности рабочих тел фрикционной передачи. Для этого рассмотрим две передачи: зубчатую с размерами зубчатых колес dω1, dω2, bω и фрикционную с размерами катков d1, d2 и b. Положим, что материалы и размеры зубчатых колес в фрикционных катков одинаковы, т.е.:
dω1= d1; dω2 = d2; bω = b; Епр.з = Епр.ф (1)
где Епр.з, Епр.ф — приведенные модули упругости материалов.
При сравнении нагрузочной способности передач будем исходить из контактной прочности их рабочих тел. Рассматриваем, естественно, передачи с высокой твердостью рабочих поверхностей, обладающих наибольшей нагрузочной способностью. Примем, что для зубчатых передач с высокой твердостью рабочих поверхностей, как и для фрикционных передач, именно контактная прочность будет лимитирующей. Полагая в основу уравнения прочности формулу Герца для стальных материалов:
(2)
Определим окружное усилие, которое может быть реализовано в сравниваемых передачах. Выразим входящие в условие прочности величины через параметры рассматриваемых передач. Будем иметь:
-
для зубчатой передачи
(3)
-
для фрикционной передачи
(4)
Где
Ft.з,Ft.ф — соответственно окружные усилия для зубчатой и фрикционной передачи;
α, β — угол зацепления и угол наклона зубьев зубчатой передачи;
Kз — коэффициент нагрузки зубчатой передачи, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки;
Kф — коэффициент запаса сцепления фрикционной передачи;
f — коэффициент трения скольжения;
— передаточное число.
Подставим найденные значения из (3), (4) и (2) и, учитывая соотношение (1), найдем отношение окружных усилий фрикционной и зубчатой передач
(5)
Где [σH]в, [σH]з — соответственно допускаемые контактные напряжения для фрикционных и зубчатых передач.
Допускаемые контактные напряжения для зубчатой и фрикционной передач будут неодинаковы вследствие разных условий на площадках соприкасания рабочих тел. Для зубчатой передачи характерно скольжение зубьев в процессе работы. Допускаемые напряжения в зубчатых передачах зависят от материала и химико-термических видов обработки. Фрикционные передачи по условиям напряженного состояния на площадках контакта ближе к роликовым подшипникам; рабочие тела катятся без скольжения относительно друг друга, на площадках контакта имеются нормальные и касательные силы. Вообще при одновременном действии нормальных и касательных сил напряженное состояние материала будет подсчитываться по зависимостям, отличающимся от решения Герца. Однако, если отношение касательных сих к нормальным не превышает 0,2, то уровень нормальных напряжений не превышает уровня нормальных напряжений при отсутствии касательных сил. С ростом касательных сил до указанного отношения 0,2 возрастают лишь глубинные напряжения, достигал при 0,2 значения поверхностных напряжений. На основании этого при расчете фрикционных передач можно до появления экспериментальных данных принимать допускаемые напряжения равными допускаемым напряжениям для роликовых подшипников. Как известно, для роликовых подшипников допускаемые напряжения доходят до 3000...3500МПа.