Книга: Отличный учебник

Распознанный текст из изображения:

Глава 1

ВВЕДЕНИЕ В КУРС вДЕТАЛИ МАШИН».

КОНТАКТНАЯ ЗАДАЧА

Все описаны«рабочие процессы осуществляются машинами или с применением средств механизации. Современные машины многократно повышают производительность труда человека и решмот залечи, парой непосильные человеку Мощность энергетических машин достигает миллионов килощтг, скорости самолетов яостнгзкп и превышают скорость звука, мощные вычислитевьные машины делают ыиллионы и сотни миллионов операпий в секунду, достигнута возможность перемещения в космическом пространстве.

Детали мапгнн — зто составные части мешин .

Дисциплина »Основы конструирования деталей и узлов машин» охватывает изучение и расчеты отдельных деталей, их комплексы — узлы или сборочные единицы, объединенные общимн сборочными операциями и назначением. В курсе рас° матриваются некоторые общие вопросы конструирования машин.

Конструирование — это творческий процесс создани» оптимальнага варнюца мылины в документах (главным образом в чертежах) на основ теоретических расчетов, конструкюрскаго, технологического и эксплуатэпионнога ольп»

Детали машин делятсв на детали общемашиностроительного применения, составляющие большинство, н специфические — д»я отдельных машин (например, исханизм управления крылом самолета, грузаэвхватные устройства подъеыио-транспортных машин). В курсе рассматриваются летали первой группы.

лу к р к ау п.,к иыс есмсер ь»

ця

Детали классифицируют па назначению: соединения, передачи, подшипники, муфты, смазочные и уплотнительные устройства, упругие элементы н корпусные детали.

История использовани» деталей машин начннжтся с глубокой древности. Известно применение пружин в луках для метания стрел, лучкового возвратно-вращательного привода для добывания агля, катков для перемещения тяжестей.

Существенная часть простых деталей машин: металлические цапфы, примитианыс зубчатые колеса, винты„кривошипы, полиспасты были известны ло Архимела. Эпоха Возрождения была в значительной степени ознаменована работами Леонардо да Винчи. Он создал новыс механизмьг зубчатые «ошса с перекрещивающимися осями, шарнирные цепи, подшипники каченн». Уже тогда применяли канатные и ременныс передачи, грузовые винты, шарнирные муфты

Эвольвентнсе зубчатое зацепление было предложено Л Эйлерон в середние ХЧВ! в, но широкое применение этих зубчатых передач началось в конце ХЧШ в. с освоения эффыгтивного изготовлени» их меголом обкатв.

Первые патенты н» шарикоподшипники были выданы в Англии в П72 и 1778 гг., па централизованное прогпводство началось в Германии в 1883 г, в США в 1889 г.

Важным российским вкладом в создание механических конструкций явяяегс» рззрабатк» дуговой электрической сварки Бенардосом (1882 г.) и Славяновым (1888 г.). Существенный вклад отечественных ученых в разработку передачи зацеплением внес М.Л. Новиков(круговинтавые передачи).

!.1. Критерии работоспособности н расчета

деталей машин

Детши машин выходят из строя по различным причинам, которые определяются усуювиями эксплуатации деталей. Причины отказа отдельных деталей передач, соединений и т. п. называют крптерияпи рабоюоспособяостн. Различают следующие основные критерии работоспособности

Пречность — способность детали выдерживать приложенныс нагрузки без разрушения -- яеляетсл обязательным и вахг-

Распознанный текст из изображения:

Рвэличшот неподвижные и подвижные шпоночные соединения. В неподвижных соединениях ступицы ие могут перемещатьсл по валу в осевом направлении, у подвижных соединений ступицы могут перемещаться па валу; в этом случае используют достаточно длинные направляющие шпонки„которме крепятся к валу винтами. В машиностроении основное расиросгранение имеют ненапряженные неподвижные шпаночные соединения «ак более простые в изгошвлении.

В напряженных шпоночных соединениях используют клинавые шлонки; они вызывают радиальное смещение ступиц относительно валов, что приводит к появлению дисбаланса; клиновые шпонки в настоящее время применяют редко и поэтому зде~ь не рассматриваются; см. [31).

Соединении призматическими шпоиквмн. Эти соединения (см, рис. 6.1, а) наиболее широко применяют в машиностроении, призматические шпонки стандартизированы и их размеры выбирают по ГОСТ 23360-78,

Достоинства соединений призматическими шпонками' простота яонструкггии и низкав стоимость.

Недостатки: шл и ступица ослаблены шпоночными пазами; в зоне шпоночнаго паза возникает концентрация напряжений, что снижает усталостную прочность деталей соединений; трудно обеспечить их взаимозаменяемасть, последнее вызывает необходимость ручной подгонки или подбора шпонки по пазу; малонадежная работа соединений при действии ударных, реверсивных и циклических нагрузок.

Шпонки общемашиностроительиого назначения обычно изготавливают иэ углеродистых сталей 45 и 50 светлого проката или чистотяиугьж профилей. В сильно нагруженных соединениях применяют шпоикн из легированных сталей, например, из стали 40Х с термической обработкой до твердости 35-45 НКС,.

Ширину Ь и высоту Ь обыкновенных призматических шпанок (рис. 6.1, и; 6.2, а, 6) выбирают по ГОСТ 233460-78 в зависимости от посадочного диаметра г(соединения. Концы шпонок могут быть плоскими (рис.62,а) или скругленными (рис.6.2, у; шпанки со скругленными концами применяют чаще.

Глубина вреэання шпонки вступину 4иб,43Ь при сг<40мм и Ьиб,4Ь при г(240мм. В расчетах приближенно принимают

130

пни)бдение шпонки в вал г, ч 0,66, а в ступицу (с =0,48 (см. рис. 6.1, а). Обычно призматические шпонки вставляют в паз вала с натягом без дополнительного крепления, а в паз ступицы— с небольшим зазором.

Осевое фиксирование шпонки на валу наиболее просто осуществляют применением глухого паза, шгатовляемого «оицевой (дальцевой) фрезой (рис. 6.3, а). Предло'пительно нзпповление шпоночного пюа на валу дисковой фрезой (рис. 6.3, 6), цри зюм достигается более высошш точность выполнения размера Ь шпоночного вала и меньшая концентрация напряжений; однако осеаав фиксация шпонки менее надежна. Пазы в ступице выполняют Ьюлблеиием (строганием) или протягиваиием одношлицевой протяжкой. т»г. Е.Э. Шпсксчане еа и з волу, взпношеааыс;

— кснцаюя (еяяьпевся) фрсэся; б — аиаэюя фреюа

Действующий на соединение вращающий момент Т вызывает напряжения среза т в шпонке по сечению А — А (рис. 6.4) и напряжения смятия и на боковых гранях шпонки и пазов ~тупицы и вала. При стандартизации размеры попеРечного сечения шпонок (Ь и Ь), а также глубину врезания шпанок в ступицу и в вал принимают таким образом, чтобы

1З1

Распознанный текст из изображения:

несущую способность соединения определяли напряжения смя. тия на боковых гранях шпонки.

Рнс. 6.4. Ресчесныс схемы сееянненнв

— с приз всяческая шпенкея, а — с пнянннрнчсашмн шпенхемн

Для упрощения расчетов считают, что напряжения смятия (давление) п,„распределены равномерно па площади контакта боковых граней шпонок и шпоначных пазов (рис, 6.4, а), а плечо равнодействующей этих напряжений равно 0,5п'(где с( — лиамегр вяла). Давлением иа рабочих иоаерхиостях шпонок и пазов, возникающим прн посацке шпанок в паз вала с натягом, пренебрегают. При этих упрощениях напряжения смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу находят по формуле

2Т 1О и,„=

с(1 4 а условие прочности записывают в виде 2Т 1Оз

з(1,4

7,

где Т вЂ” вращшощий момент, Н.м; й — посцаочный диаметр, мм;

1 — рабочая длина шпонки (см. рис. 6.2), мм; 4 — глубина врезазшя шпонки в ступицу, мм; [и),„= п,(Ь' — допускаемые напряжегиса смятия для более слабого материала шпонки, шла или ступицы, МПа; и, — предел текучести, МПа; 5 — коэффишюнг запаса.

При нереверсианой нагрузке, мало изменяющейся по величшне, принимают коэффициент запаса 6 = 1,9...2,3, а прн частых пусках и остановках — Ю = 2,9...3,5; при реверсивной нагрузке

фицнент запаса повышают на 30 %

Если вал и ступица выполнены из стали, а шпанка — из пан([одев часто применяемой чистотянуюй стыл 45, то принимают и, = 350 МПа. В случае прииенеиия для ступиц других материаеы

,ров необходимо соответственно изменять предел текучести, нарример, если ступица выполнена из серого чугуна СЧ 20, а вап и 9[полка стальные, то принимают а, =130МПа; подробнее о допускаемых напряженках [п),„см. [1).

Соединении сегментными шпонкамн. Сегментные шпонки

(рис. 6.1, б и 6.2, и) по ГОСТ 24071 — 80 распространены меньше йризматических; их применяют при серийном и более круппам 1 ', 'йасштабах производства.

Для сегментных шпонок пазы иа валах обрабатывают дискоМд цЫмн, калиброванными по ширине Ь фразами с точностью и про- Ч; цзводительнссгью большей, чем для призматических шпонок.

ййпонки изготовляют из чисппяиутых сегментных профилей.

4з[аз в сзУпице полУчают так же, «ак в соединениах с пРизматичеОйцми шпонками, долблением (строганием) или протягиванием ,Одношлицевой протюккой.

Достоинствами соединений с сегментными шпонками

являются: простота конструкции; взаимозаменяемосп и технологичность (вследствие высокой точности изготовления не требуе~- ся ручной подгонки или подбора шпонки по пазу); устойчивое полажение шпонки в глубоком ппзу вала исключает возможность се перекоса(выворачивания).

Недо с тат к и: необходимость пзубокой канавки под

шпонку на валу ослабляет вал, а малая длина шпонок ограничипаег нагрузочную способность соединения.

ззз

1ЗЗ

Распознанный текст из изображения:

Сегментные шленки характеризуются двумя основными параметрами (рис. 6.1, б; 6.2, е); шириной Ь и диаметром заготовки О. При том же посадочном диаметре соединения И ширину Ь и глубину Ь врезания в ступицу выбирают так же, как для призматических шпоночных соединений. Высота шпонки Ь 0,4П, длина 1 П и расчетная длина 1, 1.

Рассчитывают соединения с сегментными шпонками так же, «вк соелинения с призматическими шпонками, т. е. по напряжениям смятия (см. с. 132).

Цилиндрические юповкя. Цилиндрические шпонки (штифты) по ГОСТ 3128 — 70 и 12207 — 79 применвют прн свободном доступе к торцу соединения (рис. 6.1, г и 6.2, г). Отверстия под зти шпанки параллельны оси вала и обрабатывают их после сборки вала и ступицы (половина отверспы сверлится иа валу и половина — в ступице), обеспечивая посадку шпонки в отверстие с натягом. Диаметр Ы„и расчетную длину шпонки 1, в первом приближении принимают г( (0,13...0,16)г(, 1 (3. 4)Ы„, где г( — диаметр вала (посадочный диаметр соединения).

Установка нескольких шпонок в одном соединении увеличивает несущую способность соединения пракшчески пропорционально числу установленных шпонок благодаря тому, что совместная обработка отверстий для шпонок на валу н в ступице обеспечивает равномерное распределение нагрузки между шпонками. Необходимое число шпонок г„определяют из усювия прочности рабочих поверхностей на смятие. Действующие напряжения смятия на цилиндрической поверхности шпонок диаметром г( (рис. 6.4, 6) определяют с учетом неравномерности распределения напряжений смятия (серповидная эпюра) [21, 31].

При нагружении соединения вращающим моментом Т число цилиндрических шпонок з„, необходимых для передачи зтого момента соединением, равно

16Т 1000

лгИ ! [и],„

где Т вЂ” в Н м, Д 4( и 1, — в мм; [и] — в МПа.

)34

В саши с более точной расчетной схемой лла цилиндрических лгпонок [а),„можно увеличить нв 25...30 Щ по сравнению с допускаемыми напряжениями смятил для призматических шпонок,

6.2. Соединения шлицевые (зубчатые)

Общие сведении. Шлицевые соединениа (рис. 6.5) валов со ступицами (изличных деталей, таких кзк зубчатые колеса, шкивы, диски фрикционных муфт и т. п„применяют, как и шпоночиые соединения, для передачи вращающего момента. В з пгм соедине. иии иа валу изготовляют выступы (зубья, шпицы), входящие во впадины (шпицы) ступицы.

Р с. б.б. Шяк меое сселвкекве ( ) в полегше (б):

) — яа влезая (зуб ат в), 3 — сгупвца се илваамк (зубьзме)

Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными: высокая иссушая способность благодаря значительно большей рабочей поверхности зубьев — шлицеа; высокая усталостная прочность вала вследствие незначительной конценЧжцни напряжений; возможность применения высокоточных и высокопроизводительных методов обработки шанцев в ступицах (прошгнванием) и зубьев иа шлах (фрезерованием червячными

135

Распознанный текст из изображения:

фредами, шлифованием, как при нарезании зубьев зубчатых колес) — это позволяет получить высокую точнооть центрирования и взаимозаменяемость деталей шлицевых соединений.

Недостатки. 'высокая стоимость соединений из-за олажиостн технологического оборудования (зубофрезерные, протяжные и шлифовальные станки); высокапроизвадитедьные современные способы изготовления шлицевых соединений сшновятс» экономически целесообразнымн лишь при крупносерийном и серийном производствах.

Различают шлицевые соединения — неподвижные в осевом направлении для жеспгого соединения валов с зубчатыми колесами, шкивами и другими деталями и подвижные сасдинени» с возможностью относительного взаимного перемещения деталей вдоль оси соединения (вала) под нагрузкой илн без нагрузки. Примерами соединений, подвижных под нагрузкой, являются шлицевые соединения сверлильных шпинделей, карданных валов аьтамобилей и дрс без нагрузки перемешаются па шпицам валов передвижные зубчатые колеса в коробках перемены передач, а нагрузку ани передают при фиксированном положении.

!Илицевые (зубчатые) соединения стандартизованы. При данном диаметре соединениа стандарты устанавливают число и размеры шпицев (зубьев), а также допуски на их размеры.

По форме боковых рабочих поверхностей зубьев шлицевых соединений различают три основных типа соединений: прямобочные, эвольвентные и треугольные.

В настоящее время наиболее распространены ярямабочггме иыилепые соединения, в машиностроении их около 80 Ьй Соединения с прямобочным профилем па ГОСТ 1139-80 стандартизованы дп» валов диаметром ат 14 до 125 мм, о числом зубьев (в зависимости ат диаметра вала) от 6 до 20. В поперечном сечении профиль прамобпчных шпицев (рнс.6.6 н 6.7) очерчивается окружностью выступов зубьев П, окружнасп ю впадин диаметром и' и прямыми, определяющими ширину зубьев (шпицев) Ь. В прямабочных соелинениях зубья (выступы) вала имеют постоянную толщину Ь и расположены в радиальном направлении, они входят во впадины (шпицы) соответствующей формы в ступице. Стандартом предусмотрены трн оерии соецинений: легкая, средняя и тяжелая С пе. рехолом ог легкой к средней и тяжелой оерилм при одном и там

яте внутреннем диаметре г( увеличивается наружный диаметр Р и риала зубьев д, в связи в этим повышается иссушая спсаобнссть шюдинений. Соединения с прямобочными шпицами выполняют с цсгприраванием по наружному диаметру Р (см. Рис. 6.6, а), по вцугреинему диаметру й (см. Рис. 6.6,6) и по боковым граням Ь (бм. Рио 6.6, и).

е Рно 6.6. В дм ннприро анин примое чнмх минц мх еоед Н и — по нару ему днометру П; б — по е утренне у х етру ф — по бохоом. гршнм 6 т Ь

а

гу Рн .6.7.1!Рх об ы монне оединение при леитрирон нин

по норудно у д амиру П (роечегнен е«е а)

При выборе способа центрирования руководствуются величиной нагрузки на соединение, требованиями по точности центри)ювания деталей ооединения и технологией изготовления, Принимая во внимание нижеследующие рекомендации.

136

137

Распознанный текст из изображения:

Несущую способность шлицевых соединений и износастойкосгь шпицев можно змвчительно увеличить повышением твердости рабочей поверхности (боковых граней) шлицев путем термообработнн или другим способом; при зпум возникают трудности с окончательной обработкой твердых поверхностей, так как обычно они поддаются только шлифованию. Круглое наружное шлифование шлицевых валов не представляет никаких трудностей; сложнее шлифовать отверстия в ступицах по диаметру т( и боковые грани зубьев шлицевых ввлов; невозможно шлифовать боковые грани шпицев и впадины между шпицами (по диаметру О) у ступиц.

При центрировании по наружному (рис. 6.6, а) и внутреннему (рис.6.6,6) диаметрам несоосность вана и ступицы будет меньше, чем при центрировании по боковым граням (рис. 6.6, е). Центрирование па боковым граням обеспечивает более равномерное распреденеиие нагрузки мсжау зубьями, чем при других способах центрирования; область применения этого способа центрирования ограничена невозможностью точного изготовления шпицев в ступице при твердых (закаленных) поверхноогях, так как нельзя шлифовать боковые грани шпицев в ступице.

Если ступицу по поверхн юти отверстия и шпицам не обрабатывают термически или обрабатывают до невысокой твердости (НЕ<350), то рекомендуетса применять наиболее техналогичное центрирование па наружному диаметру (см. рис. 6.6, а). При этом точную центрируюшую поверхность в ступице получают протягиванием, а на валу — «руглым шлифованием, что является наиболее точной и производительной операцией (80 % прямобочных шлицевых соединений центрнруются по наружному диаметру). При невысокой твердости зубьев ступиц соединения можно примеюгп и центрирование по боковым граням, в этом случае точные боковые грани зубьев в ступице получают протягиванием, а на валу — шлифованием.

Для высаконагруженных соединений, особенно при стесненных габаритах, термообработка на высокую твердость рабочих поверхностей (закалка) является необходимой. В этом случае исправить неизбежную после термообработки поводку (искажение формы деталей) и получить точные центрирующие поверхности можно шлифованием. Когда отверстие в ступице имеет высокую

поверхностную твердость, обычно применяют центрирование по внутреннему диаметру (рис,б.б, б), обрабатывая центрирующие поверхности вала и втулки шлифованием; при этом получмот наибодсе высокую сшпень точности цешрировани» вала и ступицы.

Более перспективны соединения с эеольеснюнымн зубьямн— юницами по ГОСТ 6033 — 80; их выполняют с центрированием по боковым (рабочим) поверхностям (рис. 6.8,а) илн по наружному диаметру (рис. 6.8, 6); наиболее распространен первый способ центрирования.

Рнс, б.а, П ли нснтрнроввн я т вя еетннт шлнлсвнт саелннення

а — со ботев . грв м; б — по наружна. у лнвнстру

Профиль эвольвентнык шпицев очерчивается, как и профиль зубьев зубчатых колес эвольвентного зацепления, окружностью вершин, окружностью впадин н эвоньвентами. Отличие этого профиле заключается в увеличенном угле зацепления 30' (вместо 20') н уменьшенной высоте зуба Ь= ж (вместо 6=2,25ш), где ю— модуль зацепления. По ГОСТ 6033 — 80 зти соединения предусмотрены для наружных диаметров в интервале от 4 до 500 мм с молулямн ю от 0 5 до )0 мм при числе зубьев т = 6...82.

Достоинства эвояьвентных шанцевых соединений по сршнению с прямсбочными: повышенная прочность звольвшпных шпицев(зубьев) на изгиб вследствие уюлщения зубьев у основани» и на смвтнс из-за увеличенного числа зубьев; в производстве цусбуется меньшая номенклатура фрез, так как эвольвентные щипцы одинакового модуля можно нарезать одной фрезой или долбяком, в то время «вк при изготовлении прямсбочных шлицев двя каждого размера и числа зубьев требуется отдельная фреза; цйи обработке зубьев (шпицев) могут быль использованы совер-

~зя

139

Распознанный текст из изображения:

щепные технологические процессы, применяемые для изготовления зубьев зубчатых колес.

Недостатки: звольвентные протяжки дороги н трудоемкость шлифования эвольвентных шпицев больше, чем прямобочных.

Шлицевые прямсбочные и эвольвентные соединения выполнвют, как правило, прямозубыми.

Шгняееые соединения мреу:сльиееа лрофмщ (рис. 6.9), болылей частью неподвижные, применяют при стесненных габаритак в радиальном направлении. Эти соединения центрируют по боковым сюронам зубьев; их изготовляют по отраслевым стандартам (например, ОСТ)00092 — 73). Обычно соединения треугольного профиля применяют с числом зубьев 15 — 70, модулем 0 2... 1,6 мм и наружным диаметром 5 — 100 мм. При необходимости беззазорного соединения используют конические соединения треугольного профиля с конуснсстью 1:16 по впадине вала.

и, Рее. 4.9, Шякле е «ч зреуюз и профиля (а,=зе',36' »4Ще, а,- — 1

1ЗО'

Виды отказов н критерии работоспособности. К основным видам отказов (выход из строя) шлицевых соединений относят износ н смятне рабочих поверхностей; возможны усталостныс разрушения ьзлов, разрывы втулок — ступмц с внутренними зубьями, а также срез зубьев. 140

Износ является следствием работы сил трения при микроперемещениях (взаимное шносительное скольжение) контактнрующцх поверхностей в прщессе работы. Сколыкение и изнашивание происходит при несоосности вала и втулки (стуцины) ва1едствие цеизбежных погрешностей изготовления, а также из-за взаимного смешения вала и вт) лки под лейсгвнем радиальных (поперечных) переменных или циркуляционных нагрузок и при действии пере- ценных изгибающего и вращающего моментов.

Особо большой износ наблюдается в шлицевых соединениях ,я условиях скудной смазки и в абразивной среде, например в ,урвкторах. Эффективными средствами повышения износостой,шзстн соединения являются: увеличение твердости контакти,фующих поверхностей, уменьшение зюоров, применение более ,плоеных посадок, затяжка соединения, а также совершенна» ,смазка в сочетании с хорошим уплотнением.

Смятие рабочих поверхностей шпицев, а также срез зубьев (шпицев) может происходить при больших перегрузках. Разрывы ступин втулок возможны под действием распорных сил в соединениях с эвольвентными или треугольными шпицами.

Расчет шлнценых соединений. Расчет шлицевых соединений проводят по двум критериям рабатоспособнасти: сопротивлению щгмтию и изнашиванию [2]. Расчеты выполняют: а) по критерию аминя в качестве сыновнего дп» большинепщ соединений, пере,дающих только вращающий момент, и в качестве допалнителыюго 34, Фщ ответственных соединений, подверженных циркуляционной

нагрузке, где, кроме вращающего момента, присутствуют изги. ".. 1бающий момент и поперечные силы, вращающиеся относительно й . ' '"соединения; б) ло критерию изнссосгойкости в качестве основного (й щля соединений, подверженных переменной циркуляционной нагрузке, когда на соелинение, кроме вращмощих моментов, действуют радиальные силы и изгибающие моменты.

Соединения, нагруженные толька вращающим моментом (муфты), на износ не рассчитывают. В случаях, когда износ ве попускаете», проводится дополнительный расчет на отсутствие износа при неограниченно большом числе циклов нагружений (расчетна безызносную работу).

После расчетов по этим критериям несущей способностью соединенив считается меньшая из полученных.

141

Распознанный текст из изображения:

Уирщценный (приближенный) расчет юлнцевых соединений по критерию смятая является основным для шлицевых (зубчатых) соединений. При расчете по критерию смятия работоспособность соединения проверяют па уславиюг действующие напряжения смятия и иа рабочих поверхностях зубьев (шпицев) не должны превышать допускаемые [а]шм В приближенных расчетах напряжения снятия на рабочих поверхностях зубьев находят в предположении равномерного распределения напряжений смятгш по рабочей поверхности зубьев (шпицев) при наибовьшем вращающем моменте Т из числа длительно действующих. Неравномерность распределения нагрузки межлу зубьями учитывают с помощью коэффициента Ь . Таким образоы, основной расчет на сматие рабочих поверхностей зубьев шлицевых соединений сводят к проверке условия

2000ТЬш

(6.!)

Ы,рзщ

где Т вЂ” расчетный вращающий момент (наибольший из числа длительно действующих), Н.м; Ьм — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев из-за ошибок юготовления па шшу (рекомендуется принимать !г „= 1,1... 1,5 ); г(„— средний диаметр соединения, мм; Ь— рабочая высо!в зубьев, мм; 1 — длина соединения, мм; [и),„— допускаемые напряжения снятия, МПа (табл. 6.1).

Для прямобочного профиля (см. рис. 6Д)

Р-6 Р+ г

Ь= — -2У! 47, =

2 " 2

где Р— наружный диаметр зубьев вала; 4) — внутренний диаиетр втулки (с!улицы); Т вЂ” размер фаскн.

Для эвольвентного профиля (см. рис. 6.8) приближенно

Ь ш 0 Ияг; 6р = Р-1!лг

где ш — молуль зубьев соединения.

Для зубьев треугольного профиля (см. рис. 6.9)

Ь=; г( штг.

Р-г(

2

Неточности расчета, связаннью с упрощающими допушешгями, компенсируют выбором допускаемых напряжений смятия [и), установленных с учетом опьпа эксплуатации (табл. 6.1).

Таблиц 61

Де усквемьш ааоэшкенк с та» (е), ЩПв

Прнмсчакя»: а — тэк нс условия эксаяушввии; нэгруз«з заэкоасрс скШэ с уларам, сижка с уянэ» нэя сшутствусг;

6 — срелкис условия эксвэупэции. зкаковсстсяккы веремея«э эгруэка с аишштулсй ас боэес 10 Мат я тэявксй, смазка арисугствусг;

е — хорошие уел кя эксш~уэтацкк( сгапг~ескы (а тсзкяаг! вэгрузм, сиш«з «срсшэя.

Бояывие значения допускаемых напряжений следует примешпъ при легких режимах работы (натруженна), когда соединение большую чжть времени нагружено моментамн, значительно меньшими максимввьного длительна действующего вращшощего гюмента.

Уточненный расчет прямобочиых шлнцевых соединений по критерию сматня. уточненные расчеты основаны на эксперщяснтальных данных, накопленных в различных отраслях мавщщктроеиия. Они учитывают влияние поперечных (радиальных) сил и изгибаюшик моментов, конструкгивньм особенности соединений, концентрацию нагрузки по длине соединения, неравномерность распределения нагрузки между зубьями, степень приработки, продолжительность экщщуатации (ресурс) и т. д.

142

143

Распознанный текст из изображения:

й

Глава 11

ЗУБЧАЗ ЫЕ ПЕРЕДАЧИ

11.1. Общие сведены»

230

231

Зубчатая передача — это механизм, который с помощью зацепление передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов (21].

Их применяют для передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное, и наоборот.

Зубчатые передачи между параллельными валами осуществляются яилллдрическими колесами с прямыми, косыми и шевронными зубьями (рис. 1! . 1, а-г). Эти передачи называют цилиндрическимими. Существуют передачи (рис.11.1„а,б,е) внешнего зацепления (прямозубые, кссозубые, шевронные) и передачи (рис. ! 1.1, г) внутреннего зацепчения (прямозубая).

Передачи между валами с пересекающимися осями осуществляются коническими кагесами с прямыми н круговыми зубьями (рис. 11.1, е, з), реже с тангенциальными зубьями (рис. 1!.1, з). Зубчатые передачи для преобршования вращательного движения в посгупательное и наоборот осуществляются цилиндрическим колесом и рейкой (рис 11.1, д).

Для валов с перекрещивающимися осями применяют зубчато-винтовые, пглоидлые н червячные передачи

Зубчатые передачи составляют наиболее распространенную и важную группу механических передач. Их црнменяют в широком лиапазоне областей и условий работы: от часов и приборов до самых тяжелых машин, для передачи окружных сил от миллиньюгонов до десяпгое меганьютанов, для моментов до 10 ньютонов на метр и мощностей от ничтожно малых до де-

сятков тысяч киловатт, с диаметрами колес от долей миллимет-

ра до 10 м н более.

Р е. 13Л. Ося ване ааян зубчынх иерелач

Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами облацыот существенными достоинствами: малыми габаритами; высоким КПД; большой надежностью в работе; постоянством передаточного отношения из-за отсуютви» проскальзывания; возможностью применения в широком диапазоне моментов, скоростей и передаточных отношений.

К недостаткам зубчатых передач могут быль отнесены требования высокой точности изготовления, шум при работе со значительными скоростями. Шум обусловлен в основном ошибками изготовления шага, профиля зубьев, а также переменной жесткостью зацепления и подшипникавмх опор валов.

Зубчатая передача состоит из двух колес г, и гз, расположенных на зачах. Основными характеристиками передачи являются мощности навалах Д и Рз вкйт,угловые скоросш ы~ и ыз в с

-г (или частоты вращения и, и лз в мин ), окружная скорость на

ы

делительном цилиндре г в ы!с, вращающие моменты Т, и Тз в Н м. передаточное отношение н, коэффициент полезного действия г! .

Распознанный текст из изображения:

При расчете передачи используются зависимости, известные из теоретической механики:

« =ы,/ют =л>/лт 1 и= лл/30; « =Ыл/60000 =нт(/2!

Т, =1ОООРг/ы, 9550Р/л! 1 Рт = РРП Тз = 955ОРт/ит —— Т>вг! .

Передачи могут быть понижающие (частота вращения ведущего вала больше ведомого) и повышающие.

11.2. Цилиндрические зубчатые передачи.

Краткие сведеннв по геометрии и кннемвтяке

Зацепление зубчатых колес эквивалентна качению без скольжени» окружностей с диаметрами Кы и г(„т (рис, 11.2). Эти окружнгюти называютса начальными. Точка их «асания П нюываетс» лолюсом зацепления. Полью лежит на линии, соединяющей оси колес С) и ~. Расстояние между асями колес а„ называется мглсогсаымрассг оялием.

Из зависимостей дл» межосевого расстояния а„и переда-

точного отношения «

а„=(1„3 яд >)/2, «=юг/ют — — г(„3/Кы (!1.1) диаметры начальнык окружностей выражмотс» формулами

г(ы =2а„/(иь1); г(„3 =г(„!и. (112) Знак « — и — для шгутрениего зацепления (см. рис. 11.1, г).

Основным «илемашичсскми условием, которому должны удовлетворять профили зубьев, »аляска постоянство лерсдтлочвогоотлошел и=ю!/ыт=д т/г(„!.Приэтом нормаль Дг!Фт к профилам зубьев в точке контакта К должна проходить через полюс зацепления. Этому условию удовлетворяют многие классы кривых (звольвента, циклоида и др.).

Эвольвеитное зацепление получило наибольшее распространение из-за преимуществ перед другими. Зубчатые колеса нарезают простым инструментом; при этом использувюл один и тот же инструмент нещвисимо от числа тубиа колеса.

Эвольвента окружности образуеюя точками К пр»мой ДГ!Фт при качении ее без скольжеии» по окружностям с диаметрами Ды или Иьт (см рис ! 1.2). Эти окружности называются ос«ов-

!

333

Г . Н.т. Змгеяхсахе э с зтачзп:о «оя с

лммв

Линия ФгК3 перемещения общей точки контакта К профилей зубьев при вращении колес ншывастся лилией заченлелия. Угол а между линией зацепления и прямой, перпендикулярной мсжосевой линии, называется углом залеллелия.

Линия зацепления всегда являегсл касательной к основным окружностям г(м =г(!сова„„и г(33 =с(зсояа, При изменении мешкевого расстояния, например, из-за ошибок изготовления, вместе с ос»ми колес переместятся и гкновиые окружности. При этом изменятся угон зацепления, диаметры начальных окружностей. Эвольвенты будут «асатьс» другими участками, не нарушая закона зацеплени», что является преимуществом эвольвентного зацепаения.

Основные окружности принаалакат отдельно взятому кола-

су Начальные окружи!жги принацлежат только «олесам, находкщимся в зацеплении.

233

Распознанный текст из изображения:

1.3. Стандартизация

Стандартизация играет большую роль в развитии человечества. Если бы не было стандартизации, то при проектировании новой машины пришлось бы большую часть деталей машин (болты, подшипники качения и др.) изготовлять в индивидуальном или мелкосернйном производстве. Вместо испьпаний материалов стандарпзых марок потребовалось бы гораздо больше испытаний, что ослолгнило бы кооперацию между предприятиями, отраслями н странами. Стандартизация принципиально сокращает необходимый типаж машин и других нзлелий.

Распространение стандартизации на группы машин иотребовало разработки типажа машин с взаимной увязкой их основных параметров (в частности, мощности электродвигателей, грузоподъемности ~рузовых автомобилей н т. п.).

1цнрокое развитие стандартизации нашло свое место в конструировании оружия.

Стандарты разделяются на международные (ИСО), государственные (ГОСТ) и ведомственные. К настоящему времени на продукцию обшемашиностроительного применения разработаны сотни стандартов.

Принципиальным положением стандартизации являкпся предпочтительные числа и ряды Они существенна сокращают числа оригинальных деталей нли нх параметров

Предпочтительные числа — это ряд чисел геометрической пРогРессии аз = ар (а — пеРвый член РЯда нУлевого номеРа; (г — порядковый номер) со знаменателем 0=в()0, где и принимает значения 5, 1О, 20, 40. Соответственно обозначают ряды чисел К5, К(0, К20, К40(гр = 1 6; 1 5, 1,12; 1 06).

Агрегатнрование в машиностроении — эю построение машин нз нормализованных целевых агрегатов, узлов и деталей, связанных в единую систему и изготовляемых централизованно Агрегатирование широко распространено в станкостроении, особенно для многошпиндельных сверлильных и расточных станков

Сертификации машин — это проверка и удостоверение их показатевей, гарантирующих качеспзо. Обязательная сертифиюши» машин производится в соощетствии с требюваниями стандартов,

шторые проиллю«грнруем на примере мегаллорежущих танков, зпяеюших большое число типов и их модификаций. Это безопвсгюсзь конструкций, элекгробезопасноегь, электромагнитная совместимость, уровень шума и вибраций, содержание вредных веществ в воздухе рабочей зоны, эргономические параметры и энергоэффективность

Работу по сертификации машин возглавляет ГОССТАНДАРТ РФ, а проводят ее органы по сертификации отраслевых НИИ с дривлеченнем промышленных предприятий и вузов.

Кроме системм сертификации РФ существует международна» система сертификации, которая проверяет соотвеютвие показателей объектов международным нормам.

1.4. Машиностроительные материалы

Материалы деталей обычна выбирают соответственна основному критерию рабатсспособззости (в частности, основному зилу нагрузки) и требованиям технологичности и экономики.

Металлы н их сплавы. По критерию прочности преимущественно применюот закаливаемые и улучшаемые стали, по критерию жесткости — иормализуемые и улучшаемые стали.

При основных отказах по контактной прочности применяют стали, закаливаемые по поверхности до высокой твердости НВС, 57 — 62

При средних значениях абщик напряжений и сложных геометрических формах применяют яитейные сплавы (чугуны, силумины и др ) в основном без термаобработки.

Прн скольжении под давлением чанге применяют материалы возможно повышенной твердости в паре с антифрикционными материалами (в попшлпннках н направляющих) или в наре с фрикцианными матерначами, имеющими повышенное трение (в фрикционных муфтах и тормозах).

Сшили, сплав железа с углеродом до 0,5 бй обладают высокой прочностью, способностью к легнрованию, термической и химнко-термической обработке. Стальные детали эффективно изготовляют всеми технологическими методами: давлением (прокаткой, ковкой, прсссоваиием), литьем, резанием, шяифованием и сваркой.

Распознанный текст из изображения:

При увеличении диаметров основных окружностей радиусы кривизны эвольвеит Ф5К и НЗК увеличищются. В пределе эаольвента превращается в прямую линию, а зубчатый венец— в рейку а трапециевидным профилем зубьев. Такая рейка называетая исходной.

Исходный контур (ИК) — контур зубчатой рейки с трапе

циевидиым профилем зубьев. ИК характеризует параметры чю

бого звольвентного зубчатого венца (рис. 11.3, о).

о б е

Рмс 11.3. Ис«сл«с кснгусм (ИКР— ИК ксяссз, б — мсхслнмя лрсмз л и Л с~пур (ИПК) зубсрс нат

ммсгрумсвтз; — ИК и ИПК флалзмроев «о «з

Искодный прощводищий контур (ИПК) — контур зубьев зубчатой рейки, характеризующий параметры зуборезного инструмента и отличающийся тслыго высотой зубьев на величину радиальною зазора С т (риа. 11.3,6). В результате в зацеплении двух колес также сбразуегсв радиачьный заюр С = С'т (см. риа. 11.2).

Исходный контур имеет линию впадин зубьев 8 линию вершин зубьев о, делительную линию К Зуб включает головку Ь, и ножку Ьу.

Вуог зубьев р — расстояние между одноименными профилями соседних зубьев. Основной шаг рь — — рсоза.

На дглмтсльмоб линии походного контура толщина зуба равна половине шага (толщина зуба равна ширине впадины).

Зубчатое «олесо имеет окружность впадин (бу), окружность вершин (г( ), делительную окружность (гй (рис. 11.4, а) по аналогии с линиями впадин, вершин и делительной линией ИК.

Окружном делщмльиый шог зубьев колеса р измеряется по дуге делительной окружности и равен шагу исходного контура При нарезании зубчатога колеса на делитсльной окружности отклалыввется целое число шагов, равное числу зубьев. Диамегр Лелительной окружности находится из равенства Ллин Ы = рг, откуда г( = рг/к. Так как р/л — число иррациональное и неудобное для стандартизации, то его заменили числом т — модулем зацепления, т.е. т = р/я. Тогда дмгметр делмтелькой окружности, окружной делительный и основной шаги опреде. ляютая ио зависимостям:

г(=тз; р=лт; рь=лтаоза. (11.3)

Модули стандартизованы в диапазоне 0,05...100 мм (ГОСТ 9563-80):

1-й рял (предпочтительный) ... 0,20, 0,25; 0,30; 0,40; 0,50; 0,60; 0,80; 1,00; 1,25; 1,501 2,00, 2,50; 3,00; 4,00 и т. л.

2-0 ряд . 0,220; 0,280; 0,350; 0,450; 0,550; 0,700; 0,900; 1,125; 1,375; 1,750; 2,250; 2,750; 3,500; 4,500; 5,500 и т. д.

лтгба юл/2 хтгба

Ри . 11.4. Птщсчмае мцсвчсммс ре ч о с румсата

с иесемсмн уб слссом:

— бгз смене ИПК, б — со смсмсмисм ИПК, рит г*м

334

335

Распознанный текст из изображения:

О та и аб.111

2. Известно а„. Определяют соха,„из зависимости (11.10) и .т Л х, по формуче (11.11) Суммарное смешение распределяют межлу х, и хт (см. Ь 1!.3). 11З. Параметры передач. Конструкции зубчатых колес

Ммюиевое расстояние. Опредтшется ло зввиаимостн (11.1О). Косозубые передачи выполняют в большинстве случаев без смешения, т. е. и „, = и,, так шк микосевае расстояние можно нзмеюпь за счет угла наклона зубьев. В целях уменьшения номенклатуры корпусов стандартных релухторов межосевые рассзаяния стандартизованы (40, 50, 63, 80, 100, ! 25, 160, 200...2500 мм).

Передаточное число — это отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни и = тз(з, . В понижающей передаче оно численно равно передаточному отношению (отношению угловых скороатен ведущего и ведомого колес ы111ыз по абсолютному значению). Значения и Л1. Максимальные значения 5...8, в кинематических передачах — до 15 в целях уменьшения количества ступеней. Для коаес с высокой твердостью Н >350 НВ и = 4...5, так «ак при больших значеншш и диаметр шестерни па зависимости (11.2) получается существенно меньше диаметра вала.

Числа зубьев шестерне. Предпочтительно выбирать бояьшими нз возможных для уменьшени» стоимости зубонарезвния, потерь на трение (см. 8 11.14) и увеличения коэффициента пере«рытия. Однако для колес с амсакой твердостью по условию

прочности получаютая малые межасевые расстояния и большие модули. Поэтому числа зубьев необходимо уменьшать, чта видно из зависимости (1!.10). Рекомендуют з1 — — 20...24 при Н<ЗООНВ, з1 — — 17...20 пРи 35<НКС,652, 21=11...17 пРи НКС, >52, тт — — з1и.

Минимальное число зубьев при отаузствии подрезания

хл2(Ь,'-х)сазбт((а!пц) . (11.13)

Для прямозубых колес без амешения при и= 20' з и =17, косозубых т и 17)соэ В. Для колес со амещением

3

=10...|2.

Зависимость (11.|3) получена из условия ПП>ПВ, где ПП вЂ” часть линии зацепления прн нарезании; П)У = =яиз!па1(2соэб); ПВ=т(܄— х)/э!пп (см. Рис, 11 4,6).

Модуль. В зубчатых передачах при тверлости Н<350НВ т=(0,01...0,02)а„, притвердости НЛ45НВС, т= =(0 016...0 0315)а„. Модуль в нормальном сечении выбирают стандартным (см. исходный контур).

Угол наклона зубьев косозубых колее. Выбирают по условию, при котором осевой коэффициент перекрытия ер =Ь„(р„=(Ь„з|пб)1'ят более 1,0 (обычно 1,1...1,2), в большинстве конструкций 8=8...20*. В мощных релукгорах примы няют шеврониые калеаа, нс передающие иа подшипники осевые нагрузки. У шевранных колес В= 25...45'.

Кпсазубые колеса применяют для ответственных передач при срелних и высоких окружнык скоростях колеа.

В ксаазубых передачах стандартных редукторов для шестерни принимают направление зуба левое, длв колеа — правое. Прямозубые колеса применяют преимущественно при невысоких и средних окружных скараатях в планетарных передачах, в открытых передачам, а также прн иеабходнмоати осевого перемещения колес дл» переключения скорости (коробки передач).

Ширвиу зубчатых колес Ь выбирают в соответствии а практикой по коэффициенту ширины зубчатого венца.

242

243

Распознанный текст из изображения:

7(оэффю<иеит ширмгы зубчюого венца цы =Ь„/а„из улучшенных сталей с Н < 350НВ рекомендуют принимать равным 0315...0,5, длл колес с Н>350Н — цг~ — -02...0315. Стандартные значения бг> для редукторов; О,!00; 0,125; 0,160;

0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1,009; 1,259. Значения 0,630 ..1,25 — дп» шевронных передач.

Ширину шестерни в долях диаметра Фы = Ь„/г(1 определяют через Ф, па формуле

щеи = Вгз а /41 = 0,53гь, (и я 1),

где 4(1 находят по зависимости (11.2).

Передвижные прямозубые шестерни коробок скоростей изготовляют узкими с коэффициентами Зг = Ь/т = 6...10.

Коэффнцнент торцового перекрьгпвв к . Равен отношению угла поворота зубчатого колеса от входа в зацепление тарцавога профиля ега зуба до выхода из зацепления к угловому шагу 2к/з. Для прямозубых передач минимальное значение в и =1,2.

Численно в равен отношению активного учаспш линии зацепления В,В2 (рис. 11.7) к шагу па основной окружнгюти ре

е, = В В,/Р, =((ЦВ, — ПЦ)+()цзВ, — Прз)]/Ре .

Отрезки линии зацепления вычисляются геометрически из решения треугольников. Отрезок линии В'В" — зона однапарного зацепления. Всл нагрузка передается одной нарой зубьев, а е зонах ДВ' и В"Вз — распределяется между двумя парами зубьев. Зависимость для определения е„ см, в табл. 11.1.

Дця передач без смещения можно пользоваться приближенной формулой

е„= (1,88 — 3,2(1/я1 х 1/зз)]сов]3 (11.14)

для косозубых передач суммарный коэффициент торцового и осевого перекрмтий определяется по зависимостям, приведенным в табл. 11 1.

Интерференции зубьев. Ззо явление, при котором часть прост!жнсгва на линии звцепления оказываеюл одновременно занятой двумя взаимодействующими зубьями. В передачах с большими

244

коэффициентами амещения она возникает при контакте кромки верюины зуба одного колеса с переходной кривой у ножки зуба другого, т. е. когда тачка контакта Вз ниже тачки Е сопряжения эвольвентнога участка с переходной кривой зуба (рнс. 11.7, 6).

Р е. 11.7. Фазы шеюеция зубьев; е — В,В, — течвв вхалв зуб е в зацепление в выхелв (егрв и овруивеегзын вершки зубыв швее); В'В'— пю ервеге звцев и , б — веселое о е линии

звцелзеннв не ирвфвзь убв

Коэффициенты смещений. Удобно выбирать по бвокирующему контуру (рис.!1.8), построенному в координатах коэффициентов смещения к,, хз длл пары колес я,, зз. линии контура ограничивают зону допустимых значений коэффициен-

245

Распознанный текст из изображения:

тлблннл 112

250

251

передачах систем управления, точных приборах. Для избежания заклинивания в конструкции предусматривают регулирование межосевого расстояния при сборке или гибкие ободья зубчатых колес (волновые зубчатые передачи).

В общем машиностроении рекомендуют вид сопряженна В. На чертежах при жд! обозначают 7-7-6-В (7 — кинематическал точность, 7 — плавность работы, 6 — пятно контакта, В— аид сопряжения) или 7- — когда совпадают все показатели точности

Динамические нагрузки зависят от сюпени точности передачи и возрастают с ростом окружной скорхти. Ориентировочные допустимые окружные скорхти передач в зависимости от степени точности приведены в табл. 11.2.

Ор и р ве «де ус ылскрткнылснсрссгн

передач а зяен«ннсшч ет стлялнн точности

11.6. Силы в зацеплении цилнндрнческяк передач

Знание этих сил необходимо дл» расчета на прочность зубьев колес, валов и их опор Силы определяют в статике без учета динамики, ошибок изготовления и деформаций лепшей. Зги явления учитываются соозвеютвующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки. Силы в зацеплении определяют в полюсе П в зоне однопарного зацепления (см. рис. 11.7). Здесь всл нагрузка переллется одной парой зубьев.

Распределенную нагрузку по линии контакта КзКз заменим рюультирующим векторам у„в нормальной плоскости к линии контакта (рис. 11.11,6). Результирующий вектор расположен в плоскости Пз (см. рис. 11.6, а) цо нормали к линии К2К2 Он

раскладывается по осям координат в окружном Рш в радиальном

У, и в осевом Р; направлениях (рис. 11.11, а, л).

Рлс. 11.11. 0 ли, длйствушш е зяоелллннл нн. др ей зубчатой де1ндвчл б з с ешслдя (, =, = о ! Раяясснешеннсй

1.Нередача без смещеинв (л;=0; «2=0) нлв рввносмещеииая (хз — — -хг ! л1 ьлз — — 0).

Известны вращающие моменть1 на валах Т1, Тт, Н и.

Окружную силу определяют через вращающий момент

уг =2?1 10~/г(1 — — 2Т1 !0~(с(2, (11.15)

Распознанный текст из изображения:

Табллле 113

нвс,нкс

е е !

нв

Н елнзеш»

550 270

163-!92

любав любве

600 320 780 540

179-207 235-262

любая любе

!25 80

У чшенне

890 650

269-302

80 50

45

235-262

790 640

125

200

900 750 900 750

269-302 269-302

125

40Х

45-50

Улучшенлее !нелле тНЧ

125

80

40Х

235-262

800 670

У ение

315

35ХМ

920 790

269-302

35ХМ

У уш ле зе а ТНЧ

269-302

920 790

35ХМ

У чшенне

800 630

235-262

315

920 750

269-302

125

4ОХН

269-302

У учшенне зе е ТНЧ

920 750

125

40ХН

200

Улучшеннее

лене ешш

эееелне

1000 800

125

20ХНМ

125

!2ХНЗА

!25

!000 ЭЮ

300-400

56-63

25ХГМ ХНМА

125

1000 800

300-400

56-63

200 125

980 780

50-56

80

Улучше не+ шаги шшне

269-302

35Л

550 270

163-207

Но иыююшл

45Л

207 — 235

680 440

200

315

254

Осевые силы Р по зависимостям (11.16); (1!.18) определюстся приближенно через упт В (угол линии зуба — угол мшкду линивми переаечения делнтельного цилиндра с боковой поверхностью зуба н ааыа колеса). В действительности сила Р„распределена по контактной линии, раапалаженной пад углом Вь к оси колеса (линия К2К2, см. рис.!!.б,о). Ошибка соответатвуег отличию тйбь и !8В и счнтаетая допустимой для опредсленн» сил (максимальная ошибка с!ютавляет примерно 8% в сторону увеличения). Сила Р„ теоретически определяется точно (используется при расчете зубьев на контактную прочность).

11.6. Материалы. Термическая и химико-термическая

обработка

При выборе материалов длв зубчатых колес необходимо обеспечить прочноать зубьев на изгиб, стойк ють паверкностных слоев зубьев и сопротивление заеданию. Основными материалами являются тсрмичеаки обрабатываемые стали (табл. 11.3). Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов. Это укюыввет на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, зокаеилаемыл да значительной твердости

Твердость Н материала измеряют по Бринеллю (по отцечат«у вдавливаемаго шарика), когда Н б350НВ, или по Роквеллу НКС, (вдавливанием алмазного конуса), когда Н н 350НВ (Н=37НРС,.Приблнлеенио НВ 10НКС ).

При твердости Н 6350НВ шестерню выполняют а большей твердостью, чем колесо, Н! — — Нз 410 ..15единиц. Термическую обработку заготовки (нормализацию, улучшение) выполняют до нарезания зубьев. Такие передачи хорошо прнрабатываются

(Н, <Н,).

При твердости Н > 350 НВ химико-термическую обработку ведут после зубанарезания. При зтом зубья корабзтая и требуются отделочные операции: шлифавание, притирка а абразивными паатами. Шлифованне — наилучший сп!юаб исправления профи-

лей зубьев, но требует наличия специальных зубашлифовальных

с1внкав.

Неко оаые стелл,ярнненяе еллл зуб а ыз колее

*О,б — диаметр есюрнннтелшн а стенок о оса В массовом и крупноаерийном производатве применяют ис'ааючительно зубчатые колеса высокой твердости, которые пол-

!

вертают отделочным операциям после термичеакой обработки.

255

Распознанный текст из изображения:

Для уменмиення динамических нагрузок выполняют следующие мероприятия:

а) повышают точность изготовления колес в целях уменьшения погрешности шага на основной окружности (это невозможно при отсутствии соответствующего оборудования, например, зубошлифовальных станков);

б) выполняют зубь» фланкированными для снижения удара на входе зубьев в зацепление.флак«ирои«кис — срезание части материала на головке зуба инструментом со специальнмм исходным контуром (рис. П.18, б, П,З, е);

в) увеличение коэффициента перекрытия я„> 2 позволяет распределить динамическую силу на несколько зубьев и уменьшить ее влияние. Эта достигается применением специальных зацеплений с исходным контуром а < 20', высотой зубьев Ь; > 1 Применение косозубого зацепления также увеличивает общий «оэффициент перекрытие при ширине «олеса больше осевого шага Ь„> р,. Поэтому в табл. ! 1.2 допускаемые окружные скорости косозубых передач выше прямозубмх;

г)в быстроходных перелачвх (г>10м)с) зубчатые колеса выполняют с уменьшенной массой обода. Его выполняют тон«ии, но с ребрами жесткости. При этом существенно снижается момент инерции массы;

д)при конструкционном демпфировании колебаний применяют дсмпфирующие опары (подшипники качения ставят в обоймы из твердой резины, например в центрифугах); составные зубчатыо колеса, у которых допускается небольшое угловое смешение зубчацио венца 7 стноситслыю ступицы 3 (рис. 11.18, а). Пружины 4 в сжатом состоянии размещены между выступами на ступице 3 и зубчатом венце со сферическими опорами 2. Угловос перемещение зубчатого венца относительно ступицы и жесткость пружин рассчитываются в зависимости от погрешности шага зубьев. При работе половина пружин передаст вршцающий момент, другая половина необходима для амортизации динамической нагрузки.

Распределение нагрузки между зубьвмн (коэффициенгн Кн„, Кг ). Зависит от цмдней «вадратичной суммарной логрсш-

носглн шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости

пары запепляющихся зубьев и их склонности к приработке. В

ГОСТе дается зависимость для определения коэффициента, учи-

тывающего распрелеление нагрузки между зубьями. Для ориен-

тировочных расчетов можно принять.' для прямозубых

Кн„= Кг =1, для косозубых н шевронных передач

Кн„= К« = 1 т 8(и — 5),

где нм — число, соответствующее степени точности (и„=б; 7;

8; 9); 8 = 0,06 — лля улучшенных, 0,12 — лля закаленных ста-

лей.

Значения К должны лежать в пределах

1<К <(е„ьвэ))г(я 2,),

где с, кз — торцовый и осевой коэффициенты перекрытия

(табл 111); 2с =0,9

11.9. Расчет зубьев цвлиндрнческях передач

на контактную прочность

Контактная прочность зубьев является основным критерием работоспособности закрытых, обильно смазмваемьш и защищенных от абразива зубчатых передач. Расчет на контактную прочность вюючаст расчеты на выносливость и на предотвращение разрушения рабочих поверхностей зубьев при максимальной иагруз«е(9 1!.7),

Расчет на еьгностиеость. Разрушение начинается вблизи полюса. Поэтому расчетные напряжения определяют на линии контакта, проходящей через полюс П (рис. 11.19, а).

Цель расчета — определение размеров передачи и материала колес, при которых не будет прогрессивного выкрашивания. Критерий прочности запишегся так:

ол я[п)и,

где ол — расчетное напряжение, зависящее от геометрических параметров передачи, величины и карактера нагрузки; [о)л— допускаемое напряжение, зависящее от состояния материала колес

272

273

Распознанный текст из изображения:

таба не 119

11.15. Планетарные передачи

[ Д! ]]» чзз

е

317

316

Сяелнеезне е няпцйзуб атмзаереле яаневм а*качения

Общие сведения. Планетарным называется механизм, состоящий из зубчатых колес, в катаром геометричеакая ось хотя бы одного из колес подвижна.

Простая планетарная передача (риа 11.33, а) включает: г„ зь — центральные колеса с внешними и внутренними зубьями, л — сателлиты с внешними зубьями, которые зацепляются одновременна с з, и зь (з — числа зубьев колес, л„— число сателлитов, злесь и„ =3), Ь вЂ” водило, на котором расположены оси сателлитов (здесь водило соединено с тихоходным валом).

Принцип рабаты пяаисгарных передач: при закрмшеннам колесе зз (м! — -0) вращение колеса з, (м ) вызывает вращение сателлита " относительна собственной оси со скороатью м Качение сателлита по .тз перемещает его ааь и вращает водила со скоростью аь.

Сателлит совершает вращение относительно водила са скоростью в =ма — мь и вместе а водилам (переносное движение) Его движения напоминают движения планет, поэтому передача называется планетарной.

болоевыми звеньями планетарной передачи называют такис, которые воспринимают внешние моменты. На риа.11.33, а основные звенья — з„ ь, Ь, т.е. два цегпральных колеса (2Д) и

водило (Ь). Сакржценно обозначают 2К-Ь (2б]. Внешние момен-

ты: Т, — на ведущем вану, Ть — на ведомом (тихоходном) валу,

Ть — на колесе г! (на корпусе).

Рнс. !1ЗЗ. Пяенетарене еерелечи

— канструктяеяея щена, б — яенеиетнчсская елена лерелечн,

— Ляфференинньяые передачи (сумнкруюмае я раеглаеывнанея

скорости вращения)

Любое основное звено планетарной передачи может быть остановлено.

Дяфферелцшищяо» называют передачу, в каюрой все основные звенья подвюкны. При этом можно суммировать движение двух звеньев на одном или расклацывать движение одного звена иа два остальных.

На рис. 11.33, е показано суммирование двюкений звена з„ (двигатель Д, ) н звена хь (двигатель Дз) на водиле Ь. Между двигателем Д! и колесом зь поставлена дополнительная перела-

Распознанный текст из изображения:

ча те, лз, чтобы получить необходимый вращающий момент щ колесе лб (см. ниже). Така» схема применяется в системах авъз. магического управления.

На рис. ! !.33, г показан дифференциал заднего моста автомобиля, выполненный по схеме рис. 1!.33, с, но с коническими колесами (л„, лб — два центральных колеса, А — водило, в кс. тором размещены оси сателлитов л,). Волило получает вращение от конической передачи я,, лз, Здесь вращение водила )7 раскладывается между колесами л, и зб, обратно пропорционально моментам сопротивлений, например, при повороте автомобиля. Это облегчает управление машиной и уменьшает износ покрышек. При одинаковых моментах сопротивления на колесах все зубчатые колеса дифференциала вместе с водилом вращаются «ак олно целое.

Планетарные передачи ло сралнелню с обычными имеют преимущества: меньшие габариты и массу, так как вращающий момент передается па нескольким потокам (сателлитам). В некоторых схемах можно получить большие передаточные отношения нри малом числе колес. Нужно помнить, что с увеличением передаточного числа в одной передаче КПД уменьшается.

К недостаткам передач можно отнести: повышенную точносп изготовления, большое число подшипников качения, наличие долбяка для нарезанил колес с внутренними зубьями (долбяк меняет параметры при переточках).

Наиболее распространенные схемы передач (табл. 11.10) обладают или высоким КПД, или большими передаточными отношениями в одной передаче.

С х с м а ! — одноступенчатая передача (2К-Ь вЂ” два центральмых колеса и водило), наиболее распространена, так юж имеет высокий КПд и технологичиую конструкцию. Наибольшее пеРедаточное отношение одной стУпени и е — — 9,12 Ллл

е

л, =12...24 (см. условие соседства). Для передаточных отношений и л16 соединяют последовательно две или больше передач.

31В

Тебллла 1110 Рлелсеетсале ешмм лланетлслмл ереалч кпдлллллел л-

илем м и С зле Пе л 1ил

«' — 1

1' =09Е...0,9б ' '-з. з «л л — 13 ел — Е б

' -1

ч' =0,97 .0.95 не =0 и

1

1+) ' -1)лй

ч' = 0,85 ..0,15 ' =Зо 10СС

0.97

1+ " --1 ' =15 Зео 1 =0,95. 0,5

1- т"„ ч( .ч' = Чл =09..085 „. =10 .70

ч„;-1-[~1 —" )ч,", + ! —,",„и,"

Чр,=лет.. ояз 1О 10

319

Распознанный текст из изображения:

е

Тогда общее передаточное опюшение релуктора равна произвелению последовательно соединенных

Нр =Н7кз...н„, (11.б!)

где и — передаточное отношение редуктора.

Р

После раапределения передаточного отношения между сту. пенями каждую ступень рассчитывают отдельно.

Схема 2 (2К-Ь). Имеет высокий КПД, сравнимый с КПД схемы 1, но более сложное по конструкции водило, так как у сателлита два зубчатых колеаа я „я 7 с большой разницей диаметров. Оптимальные передаточные отношения и = 9...17. При этом масса редуктора меньше двухступенчатого по схеме 1.

С хе м а 3 (2К-Ь) позволяет получить большие передаточные отношения в одной ступени (до 10000 при четырех колесах и с мвюй разностью зубьев зацелляющихся колес). Однако с увеличением передаточного отношения резко падает КПД и плавность вращения тихоходного вала (из-за ошибок изгатовлени» по шагу возможны кратковременные остановки вала). Эта передача требует высокой степени точности изготовления колес.

Недостатком схемы являетая также высокая натруженность подшипников сателлитов. Относительная частою вращения колец подшипника соответствует частоте быстроходного вала, а нагрузка на иик соответствует нагрузке тихоходного звена.

Схема 4 (ЗК) — основные звенья — три центральных колеса. Водило служит только лля поддержанив осей сателлитов.

КПД этой передачи несколько ниже, чем у многоступенчатой (см. схему 1) при одинаковых я = 30...100, но зато она имесг меньшее число зубчатых колеа н подшипников сателлитов.

С хе и а 5 (К Ь 1) — имеет сановные звенья: одно центральное колесо зь, волило Ь (ведущее), вал К Механизм й' служит для передачи вращения с эксцентрично расположенного сателлита на вал К Шарнирная муфта в качестве механизма ЭУ практически ие примеияеюя. Взамен ее используется механизм с ларвглельиыми кривошипами или цевачное зацепление с передаточным числом, рваным 1.

В схеме 5 разность зубьев колес мала. Поэтому контактные напряженна в зацеплении малы и размеры передачи определяют из условия выносливости зубьев на изгиб. Чтобы сократить размер передачи, применяют вместо эвальвентиога цевочное зацепление колес. Профиль зубьев (циклоилу) выбирают так, чтобы в одновременном зацеплении участвовало много цевок (втулок на асях). Нагрузочная способность обычна лимитируегая падшипиином сателлита зя,так как высокая частота вращения сочетается а большими нагрузками ат тихоходного звена.

При высокой точности изготовления редуктор работает бесшумно с высоким КПД и имеет габариты, соответствующие волновой зубчатой передаче, но при этом имеет большую массу

С хе м а 6 — соатавлена иэ двук механизмов схемы 1 В отличие от двухступенчатой передачи схемы ! здесь остановлено водило )4, а центргшьные колеса с внутренними зубьями зь, и яьз закреплены в барабане и имеют одинаковую частоту вращения, равную частоте вращения барабана. Такая схема применяется лля передач, встроенных в барабан грузоподъемных машин, лебелок, ведущих колес большегрузных автомобилей.

Наиболее нагруженной является ступень с остановленным водилам Ь7. Расчет на прочность начинают с иее.

С другими часто употребляемыми схемами можно азнакомитьс» по работам [2 1, 23, 2б).

Кинематика планетарных передач. Передаточное отношение обозначают буквой с индексами, например нэь. Нижние индексы — направление передачи движешш, верхний — звено, обычно неподвижное, относительно которого рассматривается движение.

Для определения передаточного отношения раасмотрим дифференциальный механизм, у которого основные звенья имеют положительные угловые скорости в,, вь, вь (рис. 1!.33, а). Сообщим мысленно меканизму скорость -в„. Тогда звенья будут иметь скорости в, — вь! вь -та*! вь — вь — — О. Водило не-

5257

Э20

22!

Распознанный текст из изображения:

подвижна. Такой механизм нюывают обращенным. Для нега передаточное отношение запишется па формуле Внялиаа

(1!.62)

ЮЬ вЂ” М„НЬ вЂ” Еь

где и — частота вращения основных звеньев, ю = хл/30.

Передаточное отношение и ь =( — м /ю Дм /юь) имеет знак минуо лл» внешнега зацепления (разное направление угловых скоростей) и плюс — для внутреннего (рис. 1! .33, а):

и„„= ( — г„/г,)(г„/г ) = — гь/г, . (11.63)

Схема 1 (табл. 11.10). Остановлено колесо Ь (юь — — 0). Из

формулы (! 1.62) определяем ньь =40„/вь при мь — — 0:

"ь= /юь=! л,ь=)+гь/ ь

(11.64)

Закреплено колесо а ( аз, =- 0 ). Определяем

г ь

иьь™ь/юь = ! 1)и ь !ьг /щ

Схема 2 (табл 11.10). юь =О, и ь =(гь/гуХ-гг/г,),

(1! .65)

„ь ю /ма=) — «ььм=)4(гь/гТКгг/г ). (11.66)

Формулы лля определения перепю'очных отношений для передач, выполненных по другим схемам, приведены в табл. 11.9.

Часшожу вращения основных звеньев находят из уравнений (1!.64, 11.65). При расчете на прочность зацеплений и подшипников сателлитов частоту вращения берут относительно водила, т.е. л =л — нь. Уравнение Виллиса можно написать для любых

ь

г г

трех звеньев механизма. Относительную частоту вращения са. теллита 8 определяем из формул;

лг — нь ь г„г„

=к = ' нг на= (»,— ль) (!167)

л, -нь гг гг

где л, и ль — известны (одно задано, другое иакодим па зависиностям (11.64)-(11.66)).

Пример г„=а0,,=20. „=30, Ч 40 и' По уран е ю П)64)

4Ц)гас/20)=200 ии)

=-* / (,-«) =-20/30(200-40) -106 3 ии'.

ПР Растем гитис»гь и у ераюсиии " берут ие аб слю ов

Вращающие моменты на осиовнык звеньях (Т„Ть, Т„). Вращающие моменты необходимо знать для расчета передач, сид в зацеплении, элементов креплениа и т. п. Любую планетарную передачу можно разбить на пргюгые ссстаалающие из трех основных звеньев

При установившемся движении система находится в равновесии Для нее можно написать два уравнения

Т.+Т„'Т,=О;

Т,м, тТ„мь 6 Тешь — — 0

нли момент на водиле при юь — — 0 равен

(11.68)

Т„=-т.ншц

ь

20 1004Ть =О) Ть --80 Нм.

С учетам потерь на трение Т, =20,62 Нм, Ть =79,38 Нм. Здесь знаки моментов на колесах а и Ь одинаковые, а на ведомом — противоположные. Знаки моментов используются при определении неправлени» сиа в зацеплениях.

где омь — КПД

Ь

Первое — уравнение статики, второе — уравнение баланса энергии между ведущим и ведомым звеньями (на основании закона сохранения энергии). Один из трех моментов известен (задан на вепущем или ведомом валу). Два других находят из савместнога решения двух уравнений.

На ведущем звене принимают момент са знаком плюс, а на ведомом — со знаком минус.

Например, при Ть = — 100 Нм, и 4 =5, ц ь— - 0,97 по уравнению (1!.68), если КОД= 1, получим

— 100=-Т 5; Т,=.20 Нм,

322

323

ц

Распознанный текст из изображения:

фазе своего производства пластичностью, позволяющей формовать изделия вужной конфигурации. Кроме основы, служащей саязуюшны «омпоиентом, многие пластмассы имеют наполни- тель для повышения механическик свойств.

Применение пластмасс росло быстрыми темпами, что объяснялось их технологическими свойствами, практически неограниченными запасами сырья, а также многообразием физикотехничсских свойств. Технологические достоинства: малая трудоемкость изделий, малые отходы и т д.

По назначению пластмассы подразделяют на конструкционные, электро- и радиотехнические, звуко- и теплоизаляциониые, антикоррозионныс.

Па природе смол пластмассы подразделякп на термореактивные и термопластичные. Термореактивныс пластмассы а процессе изготовления под ледствием высокой температуры меняют свойства, становятся неллавкими (текстолит, гетинакс, древесно-слоистые пластики, стеклопласты, фенопласты, волокнит).

Термопластичные пластмассы, размягчающиеся прн высоких температурах, пригодны для повторного формования (полиэтилен, полипрапнлен, винипласт, фторопласгы, полиамиды, полиформгшьлегиды, палиуретаны, эпоксидные полимеры, пояикарбонаты).

1.5. Пути экономии материалов прн конструировании

1 Выбор онтимальных схем механизмов и узлов. Например, замена ьгногоступенчатых зубчатых передач на планетарную нли волновую позвалвет уменьшить массу передачи в несколько раз.

2. Выбор оптимальных форм деталей в зависимости от их назначения. уменьшение или исключение концентраторов напряжений.

3 Упрочнение деталей Например, повынгение твердости зубьев колес с НВ 200 ло НКС, 65 позволяет уменьшить массу редуктора в 8 раз.

4 Совершенствование заготовительных операций уменьшает отход материала в стружку в несколько раз

1.6. Технологичность конструкции. Точность.

Взаимозаменяемость

Детати машин должны быть технологичными, т е. улобными для изготовления. Они должны очерчиваться поверхностями, легка обрабатываемыми на существующих станках: цилиндрическими или коническими, винтовыми, эвольвентными или плоскими

Формы литых деталей должны обеспечивать условия для получения качественных отливок, иметь равномерную толщину стенок отливок, плавные переходы, возмохгность свсбоднай усадки и удобство формования

Взаимозаменяемость это условие, при котором сборка изделия из деталей, изготовляемых по чертежам, долхсна осуществляться без пригонки (без дополнительной обработки). Детали невозможно изготовить абсолютно точно.

Взаииозаменяемость обеспечивается системой допусков и посадок. Допуск ршмера — это разность между наибольшим и наименьшим его значением. Посадка определяется взаимным распояажснием палей допусков сопрягаемых деталей.

Допуски установлены в соответствии с 19 кватитетами, обозначаемыми в порядке понижения точности. Детали обще- машиностроительного применения обычно выполняют по квалитетам 4 — 11. Квалитеты 4 — 5 применяют при высоких требованиях к точности, высокой напряженности или быстроходности Квалитсты 6 — 8 считают основнычи в современном производстве. Квинтет 9 — лля деталец низкоскоростных машин. Квалитеты 1Π— 13 — по мере понижения требований к точности деталей с включением деталей, обрабатываемых без снятия стружки, квалитеты 14-17 — для свободных поверхностей деталей С повышением точности деталей, естественна, повышаетс» их

стоимость.

!.7. Конструирование. Оптимизации

При конструировании последовательно разрабатывают слелующие технические документы (обычно в виде чертежей)

1. Техническое задание или техническое предложение.

2. Эскизный проект.

!4

Распознанный текст из изображения:

ываюттеллитов,

скоро-

Ч =ЧЧЧ (11.69) тле Чр — КПД редуктора; Ч, — потери в зацеплении н в опорах сателлитов; Ч, — гидравлические потери (см. 8 11 14);

яэролинамические потери.

Потери мощнгюти на трение в зацеплении и опорах сателли-

тов зависят только ст скорости относительно водила. Например,

для схемы 1(табл. 11.9)

Р =Т (м,-сзь)=Т(м,-мь)цг,

ь

где Р, — мощность трения; Чг — коэффициент потерь;

ь

Т = Т ц — момент трения.

Полная подводим»я мощность на ведущем звене Р = Т,в„

Подставляя Р, и Р в известную зависимость (см. 6 11.14)

Ч=(Р— Р, (~Р, =1 — Р, )Р,,получаем

ь

(11.70)

и„ь

где коэффициент потерь ш~ для обращенного механизча

ь ь ь

5 Р яеоЩ+Ю»!

Чг,», Чг»ь — коэффициенты потеРь в зацеплениЯх опРеделают па

л ь

зависимости (1! .59); Чг„— потери в подшипниках сателлитов

ь

Можно получить конечные формулы лл» определения момента на колесе Ь, подставив Ть в (11.68),

Т, = т. (и,'„Ч ,'„- !) .

Однако в практических ржчетах удобно определять Ть непосредственно по (11.68), как зто сделано ранее в примере.

КПД плаиегарнык передач. Потери мощности склад ся из потерь на трение в зацеплениях и подшипниках са на размешивание масла (гидравлические). При больших стах водила учитывают аэродинамические потери

ь ~!ТгМ ™ь)(

Тьыь

где 2;, ш, — момент трепи» и углова» скорость 1-го сателлита, ть, мь — момент и угловая скорость выходного звена (водила)

Вычисление момента трения е подшипниках Т, показано в 9 11.14. Прн проектном расчете можно принимать Чг"„= 0,005... 0,01 (большие значения для схемы 3).

Снлы в зацеплении. Особенности определения сил в зацеплении планетарной передачи связаны с распределением нагрузки между сателлитами (рис. 1!.34). В передаче с тремя сателлитами момент на центральном колесе Т уравновешивается силами в

змгепленнях сателлитов

Т =0*54 (Рлэтгзьрзз) °

гле д, — диаметр начальной окру:киости центрального колеса; Ры Рз, Рп — силы в зацешмниах сатеъзитов.

В идеально точной передаче силы равны (рис. 11.34, б, тонкие линии многоугольника сил). В реальной передаче из-за ошибок изготовления силы распределяются неравномерно (см. рис. ! 1.34, б, жирные линии). Равновесие не нарушается нз-за реакции Рьо возникающей в опаре центрального колеса. Вектор — Ью

направлен в сторону менее нагруженных сателлитов.

Выргжлшание нагруши между пмеллнтами мохаю гюуществгпь, если исключить опоры центрального колеса. Дл» этого выпшгшпот центральные колеса еплааающимив, соединяя нх с валом или корпусом шарнирными (зубчатымн) муфт»ми (рис 11.34, е). Полному выравниванию препятсгв)ют сипы трения и силы инерции.

Силы е зицеляении определяют через вращающие моменты на основных звеньях. Неравномернгють распределени» нагрузки между сателлитами учитывается коэффициентом Кк .

Значения окруясных н радиальных сил иа основных звеньях определяют по зависимостям

20оот К„уооот к„20002; К„

124

225

Распознанный текст из изображения:

Чтобы г стало целым числом, гь н г, должны быль илн

г

нечетными нлн чегнымн числами.

Если прямозубые колеаа изготовлены со смещением исходного контура, то

т(г, + г,) созп лг(гг — 'г) сща

(11.73)

2 сояа, 2 сазп„ь

Обычна назначают смещение колеса г (созаш <созп), а у колес г н гь пч ь =а. Тогда нз (1!.73) нахолят угол зацепления а,, н коэффициент смещения х„по зависимостям

г'

(г ьге

и„= иссоз сава;

~гь гг

!птп„— (пса

г ьх = г (г„— г ); х =О. (11.74]

г 2!йа " г' г

Условие симиетричиаго раслолажеиия сателлитов. Кажлое зубчатое колесо можно представить в анде мноюугальннка с гранью, равной окружному шагу. Чтобы многоугольники собирались по граням, число зубьев (граней) центральных колес должно быль кратна числу сателлитов.

Для схемы!

г,(п„=Ц, гь(п„=Ц нлн (гааге])п„=Ц, (1!.75) где л„— число сателлитов; Ц вЂ” любое целое число.

Для схем 2 и 3, 4 соответственно

г гу ь г гь г,г — гусь

=Ц; = Ц, (11.76)

и Сг л„Сг

где С г — наибольший общий множитель чисел зубьев гг н

Если условие не выполняется, то принимаем гг = ге 41,2, ..., н возвращаемая к началу расчета выбора числа зубьев.

Условие соседства требует, чтобы сателлиты не задевале друг друга:

2а„т з!ц(Я(л„) > (дг)2Ц

(г ь гг) з!п(к(п„) д г т 2 .

Прн л„= 3 максимальное передаточное отношение зависит ат г, . Еалп г, = 24; 12, и,ь = 12,44; 9,95 соответственно.

Расчеты ня прочность. Проводят для обращенного механизма (прн остановленном водиле) по зависимостям для цилиндрических зубчатых передач (см. 4 11.8 — 11.1!).

Межосевое расстояние лля прямозубых передач

а„= 450(и я 1)

КНТ2

фр,и (а)и

Передаточное число и = г (г„— для внешнего зацепления, и=ге/гг; г,)гу — дла внУтРеннего, Кл —— КлЕКгл, — аналогично цилиндрическим передачам, но окружная скоросш определяется по зависимости г = яг(л! 6000 в относительном движении л=)г, -пь) плн л='уг — ля).

Врашаюпгнй момент Тг — — Тг =ТиК„(п„— лля внешнего зацепления, Тт = Ть = Т (гь )г,) К„)п„— для внутреннего зацепления (ʄ— ом. силы в зацеплении).

Допуокаемме контактные напряжения (а)п находятся тяк же, как для цилиндрических передач, но при определении эквнвалентнага числа циклов ца завнснмооти (11.36) частоту вращения берут относительно водила п =!п, — ль( по абсолютной величине, пз=и„;для сателлитов ля=!,так как скалесамн г н гь контактирует разными боковыми сторонамн.

Расчет зубьев яа емиасгиеость лри изгибе ведут по зависимости (! 1.30). Допускаемые нанряження лля сателлитов г, (схемы 1, 4, 6) определяют с учетом двустороннего приложения нагрузки на зуб, т, е. Уз <1 (в завианмастн от термоабработкн].

11.16. Волновые зубчатые передаче

Общие сведении. Волновая передача — зто механизм, в котором движение между звеньями передаеюя перемещением волны деформацнн гибкого звена. Волновая зубчатая передача (ВЗП)

зза

32З

Распознанный текст из изображения:

Ф

й

Й

ЙВ

В з

~ в

Д

и

й 8»

сь

»

Р.=дггйп ' Рв Рг +Рь (11.71) где Т„, Ть, Т, — значения моментов на звеньях, Н м; Рн, Ргь, и — окружные сипы, Н; Р, — радиальиа» сила (для схемы !в »

взаимно уравновешены, см. табл. 1!.9); а' =»пса»о,(са»п, ьншметры начальных окружностей колес; а, и„— углы исходного контура и зацепления (дяя колес без смещения походного ашпура и„= а = 20', г(„= тг — диаметр делительной окружности); и„— число сателлитов. К = 1,1... 1,2 цри наличии механизма выравнивания нагрузки, например, «плавающие» цен, тральные колеса (рис.11.34,в). К =1,5...2 при отсутствии , механизма выравнивания нагрузки. Меньшие значени» вЂ” лл» передач, у которых имеется податливый (тонкий) обод колеса с ' внугренними зубьями.

Реакднн опор сателлитов. Их находят по известным силам в зацеплении так же, как в обычных передачах.

Особенности расчета планетарных иереаач. Ч с»а зубе«е жмес. В отличие ат обычных зубчатых передач расчет начинают с выбора чисел зубьев колес. Так как колеса взаимосвязаны, то ~роме обеспечения заданного передаточного отношения необхощию удоалепюрить следующим условиям сборки: саоснаати, рнмметричного располажения сателлитов,соседатаа.

Например, для схемы 1, тебл.11.9 по зааанному передаточному отношению п,ь находим яьгз =и»ь — 1.

ь

Задавшись г, находим яь. Рекомендуют выбирать

!»,=21...24 для колес а Н<350НВ; »„=18...21 длл Н=

(35...52)НКС,; г <18 для Н>52НВС».

Условие спас»асти требует равенства межосевых расстояний

различных пар зацепляющихся колес. Например, на риа. 11.33 " необходимо, чтобы а„,» = а яь.

Если колеса прямазубые и изготовлены без смещения исходного контура, то

и(' +з ) мОь 'я).

— —: (1!22)

2 2 ' » 2

326

327

Распознанный текст из изображения:

включает яг — гибкое колесо а внешними зубьями, выполненное в энде тавкостенного цилиндра, соепнненного с тихохОдным вшюм; яз — жесткое колесо с внутренними зубьями, соединенное с корпусом; Ь вЂ” генератор волн, состоящий нз гибкого подшипника, напрсссаванного на овальный кулачок (рнс. 1135, а), нли нз двух больших роликов (дисков), расположенных «а эксцентриковом валу (см. Рис. 11.40, 6).

мз =0

Рне. 11.33. Вся яя зубчатая еуелв и

— юнегруят в еке в;б — пр шюяефаэмщин

гнбкаю зуб в его веяцв, — временен я зуб ев

Генератор волн по большой осн У выполняют больше отверстия гибкого колеса на величину 2И;ю а па малой оси Х— меньше. Прн деформации гибкого колеса во время сборки зубья по большой оси генератора входят в зацелленне на полную глу.

бину активной части зуба Ья . По малой оси зубья перемещаются (И') к центру н не зацепляются Между этими участками зубья гибкого колеса погружены во впадины жеаткого на разную глубину (рис. 11.35, б).

Необходимое максимальное радиальное перемещение И'с равна полуразнасти диаметров деянтельных окружнОстей:

И'о = 0,5(е(э — я(1 ) = 0,5лз(яз — «,). (11.77)

При разностн чисел зубьев яз -з, —— 2 величина максимальной радиальной деформшшн И'я =т . При нарезанин колес со смещением величина радиальной деформации находите» в пределах 094ш<)ус <1,1ш.

Цель деформации — получить большое число одновременно зацепляющнхся зубьев н повысить нагрузочную способность передачи. Для обеспечения многопарного зацепления выбирают определенной формы кулачок, величину рациальной деформации н юометрню профана зубьев.

Пр гщил работы ВЗП можно объяснить на примере силового взаимодействия звеньев (рва. 11.36). После сборки передачи результирующий вектор снл деформацнн Ра действует на гибкое колесо по большей осн генератора волн.Прн повороте генератора волн па часовой стрелке на бесконечно малый угол бй вектор результирующих снл поворачивается в ту же сторону, увеличиваясь по модулю (Рь").Зубья гибкого колеса, перемешаясь в рааиальном направлении на величину Л)У, давят на зубья жесткого колеса с силой р„ по нормали к нх профилю. Эта сила расклацывается на окружную Р;, н раднальную Р'„3. На зуб гибкого колеса действует такая же система снл, но в обратном направленцы. Если закреплено жесткое колеса, то под действием анл Р;1 гибкое колеса вращается в сторону, обратную вращению генератора. Если закреплено дна гибкого колеса, то пол лействием снл Р,з жеаткое колесо вращается в сторону вращения генератора волн.

Рассмотрим работу передачи в режиме мультипликатора (ускорителя), когда закреплена дно гибкога колеса. Прн вращении

ЗЗО

331

Распознанный текст из изображения:

Глава 12

ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

12 1 Общая сведеннн

Рис. 13.1. Схс р ч «ж переда и

345

344

можно ае ставить, т. е, Ь„=О, Ь„=О); ˄— суммарный допуск на толщину кольца, мм.

Подшипники для дискового генератора волн выбирают по динамической грузоподъемности С, Н:

08 Т10 Г606ьль 8Т з'

С ° 3 ь л 11606ьль .

=Кг' В )~ 104 =К В(/

В диск ставят два подшипника, кажаый с С„а С . Прелпочтительно адин роликовый, второй шариковый для восприятия осевых снл. Роликовый — в середине зубчатого венца Для кинематнческнх передач црнннмать Т 4 Д 110, Н м,  — мм.

зг

Кулачкавый генератор волн. Кгюрдннаты профнл» кулачка рассчнплванпся по следующей завнснмостн (рнс. 1! .40, а):

0=0,5й„ьйгн,

где р — раанус-вектор «улачкв, мм; ˄— диаметр отверстия гибкого подшипника, мм (табл. 12.11); м — коэффициент формы кулачка. Прннятач здесь форма подобна форме кольца, деформированного четырьмя силами, приложенными под углами 0=30' к большой оси кулачка.

Вннтерваяе Оцфкб

м =74817(14069сояф405фмпф — 4/х).

В ннирвале В<О<к/2

и =7,48!7(1,1278мпф40,86803(к/2 — ф)созф — 4/л).

Далее по выбранным параметрам рассчитывают усталостную прочность гибкого колеса, долговечность подшипников генератора воли, а далее определяют предельный момент по упругой податливости звеньев н качественные характеристики передачи. Зтн вопросы изложены в работах (21, 27].

Червячная передача — это механизм для передачи вращения зацеплением с непосредственным контактом витков червяка н зубьев червячного колеса (рнс. 12.1). Червяк 1 — это винт с трапецендальной нлн блнзкой к ней по форме резьбой. Червячное колесо 2 является косозубым зубчатым колесом с зубьями зкобой дуговой формы. Такая форма зубьев обеспечивает увеличение длины н прочности зубьев на изгиб.

Червячные передачи применяют прн необходимости передачи движения между перекрещивающимися (как правнло, взаимно

Распознанный текст из изображения:

"ФФ'

12.2. Тяпы червяков

Р 4.12.2.ГМ е мстиеычсреяюе

347

346

перпендикулярными) валами. При вращении червяка его витки плавно входят в зацепление с зубьями колеса и приводят его во врмцеиие. Передачи используют в станка», автомобилях, подъемно-транапортных и других машинах.

Доатоинства червячных передач: 1) возможность па. лучения большого перелаточного числа в одной атупени; 2) плавность и манашумноать работы; 3) повышенная кинематнческая точность.

Н еда с тат к и червячных передач: 1) низкий КПД; 2) иесбходимоать изготовления зубьев колеса из дорогих антифрикцианиых материалов; 3) повышенные требования к точности сборки, необходимость регулировки; 4) необходимость специальных мер по интенсификации теплоотвода.

По форме тела червяки разделяют на цилиндрические, глобоидные н тороидные. Наибольшее применение находят цилиндрические червяки как более простые в изготоюеиии и обеспечивающие достаточно высокую нагрузочную способность.

Профиль витков черенка можно варьировать, так как червячные колеса изютовляют инструментом, являющимся аналогом червака. Па форме боковой поверхности витю черюки подразделяют на архимедовы (обозначение ЕЛ), конволютные (2М), эвольвентные (2.1), нелинейчатые с поверхност~ю, образавоннон нонусом (2б), и с вогнутым профилем вятка (22).

При невыаоких требованиях к вагрузочной способности и ресурсу в условиях мелкосерийного производства применяют архимедовы и конволютные червяки. Витки архимедовых червяков имеют прямолинейный профиль в соевом сечении, в горловом сечении витки очерчены архимедовой спиралью (рис. 12.2,о,г). Витки конволютиых червяков имеют прямолинейный профиль в сечении, нормальном к направлению витка, в торцовом сечении витки очерчены удлиненной эвольвентой (рис. 12.2, 6, д). Нарезают архимедовы и «онволютные червяки на универсальных токарно-винторезных станках. для шлифова.

ния архимедовых червяков требуется круг, очерченный сложной кривой в осевом сечении, что ограничивает их применение. Шлифавание канволютных черюков конусными кругами с прямолинейными образующими иа обычных резьбошлифовальных станках приводит к небоаьшому искривлению прямолинейного профиля витка, поэтому такие червяки называют нелинейчатыми. Червячные фрезы для нарезания червячных колес шлифуют тем же способом, поэтому получают правильное зацепление

Б-Б Б-Б Архимедова

Удлиненная спн

зесль

Эвольвентные червяки представляют аобой «асозубые колеса с малым числом зубьев и очень большим их углом наклона (рис. 12.2, в, е) Профиль зуба в торцовом сечении очерчен эвольвентой. Эвальвентные черенки с высокой твердостью поверхности шлифуют пяаской стороной шлифавального круга.

Распознанный текст из изображения:

349

34а

Р .1ЗЗ.Ссчваарэас«сев«эсюпут мер феле к»

Червяки с вогнутым профилем витка шлифуют торовой поверхностью вращения (рис. 12.3).

12.3. Критерии работоспособности червячных перкаля

Причины выхода нз строя червячных перелач (в порядке убывания частоты проявления отказов).

1. Износ зубьев колеса ограничивает срок службы большинства передач. Интенсивность износа увеличивается при загрязненном смазочном материале, при неточном монтаже зацепления, при повышенной шероховатости рабочей поверхности червяка.

2. Заедание при твердых материалах колес происходит в ярко выраженной форме со значительными повреждениями поверхностей и последующим быстрым изнашиванием зубьев частицами колеса, приварившимис» к червяку. В случае применения мягких материалов колес заедание проявляется в менее опас-

ной форме, возникает перенос (енамазыааниев) материала колеса на рабочую поверхность червяка.

З.устаяосмяое еыкрошееалие наблюдается только на цоверхности зубьев колес, юпповленных из материалов, стойких к заеданию.

4.Пластическая де(бормацгм рабочик поверхностей зубьев колеса возникает при действии больших перегрузок.

5 Устилостяая поломка зубьев колеса происходит в результате значительного их износа.

Усталостная поломка вгиков или тела червяка и устаяостный разрыв венца колеса по впалине зуба возникают редко.

12.4. Матеряалы червяка и червячного колеса

Изготовление и червяка, и колеса из твердых материалов не обеспечивает дошаточной износостойкости и сопротивления заеданию. Позтэму одну из деталей передачи выполняют из антифрикционного материала, хорошо сопротивляююегос» заеданию и износу.

Для червяка характерны относительно малый диаметр и значительное расстояние между опорамн, его жесткость и прочность обеспечивают изготовлением его из стали. Поскольку при приработке червяк служит в «ачеспэе формсюбразующега элемента, прочнссть и твердость его поверхности должны быть выше аоотвештвуюШих свойств колеса.

Материалы червяка делят на группы: 1) нетермообрабатываемые, 2) улучшаемые, 3) поверхностно-закаливаемые, 4) цемеитусмыс пол закалку, 5) подвергаемые азотированию и хромированию. Наиболее применяемый материал — стель 18ХГТ, твердость поверхности после цементации и закалки 56.. 63 НКС,. Используют также стали 40Х, 40ХН, 35ХГСА с поверхностной закалкой ло твердое~и 45...55НКС,. Во всех этих случаах необходимы шлнфование и полирование червяка. Применение юстируемых сталей 38Х2МЮА, 38Х2Ю позволяет исключить шлифование червяка. Червяки улучшенные и без термообрабогки применяют лишь во вспомогательных малонагруженных передачах.

Распознанный текст из изображения:

а„= 20'

Рч ря1 жх1 щ

18У= — '= — = кг(1 ю(1 В1 1

(12.2)

(!2.1)

351

35С

Червячное колесо обычно выполняют составным: венец— нз антифрнкцнонных, относительна дорогих н мавопрочных материалов; центр — нз стали; прн небольших нагрузках — нз чугуна. Материалы венцов червячных колес разделяют на грувпы (в порядке снижения сопротнвлщмостн заеданню н усиленному износу): 1) оловяннстые бронзы (БР010Ф1, БРО10Н!Ф!, БРО5115Сб н лр.); 2) безоловяннстые бронзы н латуни (БРА9ЖЗЛ, БРА!ОЖ4Н4Л, ЛАЖМцбб-6-3-2 н др.); 3) чугуны (СЧ15, СЧ20 и др.). Чем выше содержание алова в бронзе, тем она дороже, но тем выше сопротивление заеданню.

12.5. Основные параметры, геометрия черввчных передач

Мощнос5ь Р, на червяке прн ллительной работе обычно составляет окало 30 кВт, прн повторно-кратковременном режиме— до 200 кВт. Передаточные числа выбирают от 8 до 80, в кннематнчсскнх передачах — до 1000.

Основные геометрические размеры червяка представлены на рнс. 12.4. В червячных передачах угол профиля а обычно приннмакп равным 20'. У архимедовых червяков его определяют в осевом сечении, у конволютных н эвсльвентных — в нормальном сечении (а„= 20'), у нелннейчатых а находят квк угол конуса производящей поверхности. Для передач с вогнутым червяком угол профиля в соевом сечении витка червяка, измеренный на дслнтельном диаметре, равен 22'.

Расстояние между одноименными тачками боковых сторон смежных витков червяка, измеренное параллельно осн, называют шагом р червяка. Отношение р)х называют модулем м.

Червячные колеса нарезают фрезамн, режущие кромкн которых прн вращении образуют поверхности, идентичные с поверхностью витков червяка, В целях сокрашенн» номенклатуры зуборезного инструмента стандартизованы модули н коэффициенты диаметра червяка:

Делнтсльный диаметр червяка 4(! — — 0 я .

Число заходов червяка г, выбирают нз установленных ГОСТ значений 1, 2 нлн 4. Передачи большой мощности не выполняют с однозаходнымн червяками из-за низкого КПД.

Р с.!З.4,гс с Р че «е зр сгр ср «а

Угол у подъема витка червяка на дслнтельном диаметре

ГДЕ Рч = РГ! — ХОД ВНПГа ЧСРВЯКа. Высота головки Ь,1 н ножки ЬЛ витков (рнс. 12.4)

Ь,1 = Ь„м; ЬЛ = 031 т, (12.3)

где Ь 1.--1 — коэффициент высоты головки; Ьу! — — 1т0,2созу—

коэффициент высоты ножки для эвольвентных червяков,

Ь11 — — 1, 2 — дл» остальных червяков.

Дначетры вершин и впадин:

бы=41 -гйм;

(12.4)

131 =е1 -2051.

Длину нарезанной части червяка Ь, (см. Рнс. 12.4) определяют

нз условия нахождения в зацеплении максимально возможного

Распознанный текст из изображения:

чисяа зубьев колеса. Для шлифуемых и фрезеруемых червяков во избежание завалов на боковых поверхностях витков червяка иа входе и выходе шлифовального круга (фразы) из впадин данну нарезанной части увеличивают на Зм . У быстроходных червяков лля исключения дисбаланса отношение ()7'юи принимают рав- ным целому числу.

Миииматыюе чис ю зубьев червячных колес гз,„составляет для кивематических передач 17, в силовых передачах 22,„= 28, Наиболее желательно дл» силовых передач 22 = 30... 90 . Дшппельный диаметр колеса (рис. 12.5) равен

Д2 впз

Р «22ж Г с. р с е азршстрм червячком сяес

Диаметры вершин 2?,2 и впадин г(?2 определяют в среднем сечении колеса, для колес, нарезанных без смещения режущего инструмента, они равны:

Аз — — (2ч20,ж; 2?гз--г(2 — ?Бом, (126)

Наибольший диаметр колеса определяют по эмпирической

формуле

(12. 7)

а„= с т вп,

2„= 0,5яз(0 ь 22 ч 2х) .

При этом коэффициент смещения инструмента

= — '"-05(0+2,). (12 10)

ш

рекомендуема коэффициент смещения х принимать в диапаюне 0...1 (допускается к в пределах я1). Прелпочтитсльно использовать положительные смещения, при которых несколько повышается нагрузачная способносп передачи. Для перелач с вогиутыч профилем витка червяка (2?) назначают ббльшие коэффициенты смещения (1 О х х 5 14 ), предпочтительно .т =1,1...1,2. Значительное положительное смещение для этих передач «вляется дополнительным фактором повышения нагрузочной способности

бш

2 Лс,2+ —,

22 ч 8

где й = 4 для передач 2П 4 = 2 — дл» остальных.

ШиРина колеса ~ Х 0,75Ым (пРи 2~ = 1 или 2~ — — 2 ),

02 < 0,67 с' 1 (прн 2~ — - 4 ). Увеличивать ширину червячного колеса

нецелесообразно, так как длина кантат~нагл линий и передавае-

мая нагрузка увеличиваются при этом незначительно.

Мюкосевое расстояние передачи в общем случае обозначают

через а„, дяя передачи без смещения — через а. Можно выра-

зить а через диаметры червяка 2(2 и червячного колеса с(

2

Ы эдз

а = — 1 — 2- = 0,5 яг(0 ь 22 ) .

2

(12.8)

Значения межосевых расстояний стандарппованы в целях

унификации корпусных деталей.

Большинство передач выполняют со с и е щ е н и е м режуще-

го ннструмшпа (рис. 12.6). Передачи со смещением выполняют

Лля палучсииа стандартного межосевопэ расстояния кли измене-

ния числа зубьев колеса(на 1-2 зуба). Положительное смещение

приводит к увеличению межосевого расстояния:

352

12 — 52О

353

Распознанный текст из изображения:

4772 —— ж(гз — 2 — 04 соя 7 т 2х) .

(12.15)

Зуб колеса Виток червяка

гб(~й ).

(Р222)

354

Нарезание колес со смещением вынолняют тем же инструментом, что н без смещения. В передачах со смещением измен»- ется диаметр заготовки червячного колеса при неизменном диаметре загаювки червяка. Дл» червяка передачи со смешением изменяются начальный диаметр

Иы - — ж(4 42х) (12.11) И Дпнна НаРЕЗаННОИ Чаетн ПРИ ИЕИЗМЕННЫХ йг,г(м,п г, ИР.

Перелачв без смешения (» = О) Передача со смещением (х м О) гг

1х

Рмг. 12.6. Ч Реячные аер гачя, азгете мыс без смсисмва

м со смежи ем аамрумемга

Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре

У червячного колеса, нарезанного со смещением инструмента, все размеры, кроме делительного диаметра, отличаются от размеров колеса, нарезанного без смещения.

Диаметры вершин и впадин в среднем сечении

И,з — — ж(гг 4 2 42х), (12.!3) г(уз =ш(гг — 2,442х) (12.14) для всех передач, кроме передач с звольвентным червяком, для которых

12.е. Скелыкеине в червячной нередаче, КПД передачи

Для червячных передач характерны бсльшав скорють скальжениа Ры и неблагопРиатное напРавление ее относительно линии контакта (рис. 12.7).

Гс =ГГ Г2, (12.16)

ю( и)

глс и = " — окружнае скорость, м/с, на начальном диа-

60000

~~л,

метре червяка; гз = — окружная скорость, м)с, на дели-

60000

тельном диаметре колеса.

Скорость скольжентш направлена по касательной к линии

витка червяка (рис. 12.7):

Рш. 12.7. 0 Рслысаес скорссгя с о ьмем а

Распознанный текст из изображения:

18(7. - Рг)

(12.18)

Рне. 12.9. С лн в черешнан зниеилени

356

и,„=— (12.17)

сову„

Условием отсугсгвня заедання н интенсивного износа является существование жидкостного трения между витками червяка н зубьями колеса. Это условие выполняется прн существовании в зоне контакта «лнновндного зазора в направлении вектора скорости скольжения. Прн скольжении поверхностей вдоль линии контакта масляный слой образоваться не может.

В отличие от зубчатъгх в червячных передачах часть поверхности зуба колеса имеет зону, в которой сколыкение происходит вдоль контактных линий. На рнс. 12.8 цифрами 1-3 отмечены последовательные положения контактных линий в процессе зацепления н направления скорости скольжения гм в некоторых точках. Зона, в которой направление гм почти совпадает с направлением контактных линий, заштрихована.

Рис. 12Л. Рмиелеиенне е тинных линий н скорости

ешл и и я ни эта «елеел

Неблагоприятное направление вектора скорости скольженн» является прнчнной низкого КТЩ червячного зацепления т),. КПД червячного зацепления определяют аналогично КПД резьбовой пары, которая по кннематнческнм свойствам аналогична червячной передаче:

где гр1 — приведенный угол трения, уменьшающийся с увелнче. пнем скорости скольженн», так «ак прн этом улучшшотся условна образованнямасляного слоя.

С увеличением числа заходов червяка л1 возрастает КПД передачи,но уменьшается передаточное число.

12.7. Снлы, действующие в зацеплении

Силы в зацеплении принимают приложенными в валике зацепления н направляют по трем взаимно перпендикулярным осям (рис. 12.9).

Распознанный текст из изображения:

Глава 2 РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

2.1. Общие попятив

Резьбаны и соединениями назывмот соединения деталей с помощью резьбы. В качестве резьбовых элеменюа используют болты (винт с гайкой), винты н шпильки (рис.2.1). Основным преимуществом болтовога соедннениа (риа. 2.1, а) является то, что оно не требует выполнения резьбы в соединяемых детаяях и исключена необходимаать замены или ремонта дорогостоящих корпусных деталей из-за поврежленив резьбы. Это особенно важно, котла материал корпусной детали не может обеспечить достаточной прочности резьбы.

Р««г.г. Вилы р з бовы оояннвнна

Винты (рис. 2.1, 0) применяют, когда корпусная деталь

большой толщины не позволяет выполнить сквозное отверстие для установки балта. зг

Шпильки (риа. 2.1, е) используют вместо винтов, если прочность материала детали с резьбой недсататочна (сплавы на основе алюминия), а также при частых оборках и разборках соединений. В этом алучае шпилька завинчивастся в деталь один раз на асе время рабаты соединения, а при сборках и разборках работает более прочная резьба на учаспге свинчиыния с гайкой.

Фармы головок винта (болта) и гайки могут быть различным» в завнсимоати от требований, предъавляемых к конструкции, условий сборки и т. д.

Широкгм применение резьбювых соединений в технике апредешшся: !) возможностью создания больших осевых сил сжали деталей при небольшой силе, нриложеннай к ключу (выигрыш в силе шш крепежных резьб обычно состлыыет 70-100 раз); 2) удобными формами и мвяыми габаритами рсзьбавых детшей; 3) ювимозаме. няемостью резьбовых дещлей в связи са стандартизацией резьб; 4) централизованным юготовленнем резьбавых деталей.

2.2. Основные типы и параметры резьб

Резьба может выполнятьая на цилиндрической (цилинлрическав резьба) и конической (коническая резьба) поверхностях.

Основой любой резьбы является винтовая линия. В зависимости от ее направления различают резьбу правую и левую. У правой резьбы винтовая линия идет слева направо и вверх (рис.2.2), у левой — справа налево и вверх. Оановнсе расиространение имеет правая резьба. Винтовую линию получают огибаннем цилиндра плоскостью с наклонной линией под углом цв. Бали на расстоянии ю. от начала первой линии нанеати еще одну наклонную линию, то при огибании цилиндра Этей ЦпааКОСтЬЮ ПОЛУЧаЮт Рн, гл Вбшюмм, в, б двухзахадную резьбу. Угол подъема винтовой линии опредслянтг по формуле

Рь тбцв = —.

2нг г — ога

Распознанный текст из изображения:

Окружная сила на колесе, равная по модулю соевой силе нв

червяке,

Т22 = рм =

2000Т2

(12.19)

'12

Окруясная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

(12.20)

Иы

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо,

Ри у Кю = Ра 28 а .

В этих зависимоетях Тз и Т, — вращающие момешы на ва-

лах колеса, червяка, Н и; а — угол лрофила витка червяка,

бз,г(ы — линейные размеры,мм.

(12.21)

12.8. Рвсчетиаи нагрузка. Коэффндиент нагрузки

К — — --1ь— е 2" "В мр мр

(12.23)

В реальной червячной передаче силы, действующие в зацеплении превышают теоретические ю-эа неизбежных ошибок изготовления червяков и червячных «ояее, а также из-эа прогибов валов червяка н колеса поп нагрузкой, что приводит к увеличению межосевого раеетояиия. Для учета укюанных факторов иепользуют раечегную нагрузку, получаемую умножением номинальной нагрузки иа коэффициент нагрузки К, больший единицы,

В» ' (! 2.22) где К — коэффициент концентрации нагрузки по длине зубьев колера, ʄ— коэффициент динамичности.

Концентрация нагрузки, в основном, еызываетея прогибам вала червака, так «ак у нею значительное расстояние между опорами, а диаметр выполняют относительна небольшим во избехсание снижения КПД. Вслелетвие прогиба вака червяка нарушаеюя правильное зацепление межау витками червяка н зубьями колеса

Начальный коэффициент концентрации (до приработки) вычисляют по формуле

где гр — максимальная погонная нагрузка по длине зубьев колеса, имеющая место вблизи торпа зуба, и = м,р ь мр, м,ив

срепняя погонная нагрузка; мр — дополнительная погонная нагрузка, вызванная прогибом червяка.

В первом приближении можно принять, что упругие перемещения оси вака червяка пропорциональны нагрузкам. Тогда

К =\ь — Р-,

а

Ь,р '

гле Ь,р среднее по длине зуба упругое перемещение; Ьр—

допоанительное упругое перемещение от прогиба червяка, пропорциональное кубу расетояиия между опарами червяка 1и которое приближенно принимают

11 — — 0,92(2 — — 0,9лпз .

Начальный коэффициент концентрации нагрузки выражают еледующей завиеимосгью:

зз

(12.2В)

(0

где 0 -- коэффициент деформации червяка, завиеящий от 9

и гы

Зубья червячного колеса, изготовленные нз антифрикпионных материалов, хорошо прнрабатываютеа. Приработка — это износ наиболее нарруженных учаетков зубьев, после чего нагрузка перераепределяете» по зубу и етановится более равномерной. При поетоянной внешней нагрузке происходит полная приработ«а и концентрация нагрузки нечезает, при переменной нагрузке имеет меето чаетнчная приработка и зубья приобретают бочкообразную форму. Коэффициент концентрации нагрузки после приработки описывают выражением

13

К,= .Ъ) ()-К),

(О

(12.25) где Х вЂ” коэффициент, учитывающий режим нагружения передачи;

35В

35Р

Распознанный текст из изображения:

Глава 1б ВАЛЫ И ОСИ

16.1. Общие сведеннв

В аовременных машинах наиболее часто используют вращательное движение. Вращшощиеся детали, такие, как зубчатые колеса, шкивы, звездочки, блоки, муфтм и др., направляюкя и поддерживаются в проатранстве при помощи валов и осей.

Валы и сои в большинстве случаев имеют форму тел вращеина.

Вращмошиеся летали и поддерживающие их вавы обычно жестко соединены посалками с натягом, шпанками, шпицами н т. п., позюму втп» могут быть только врашаюшимиаа, при этом онн всегда передают врашаюп!ий момент и подвержены кручению.

На оаях вращшощиеся детали могут быть либо закреплены неподвижно, например, с помощью поаадок с натягом, и тогда оси лосским вращаться, либо установлены свободно, например, по посадке с зазором, на подшипниках качения и т. п., и тогда оси могут быль неподвижными; в любом случае оси не передают вращающий момент и их можно раасматривать как частную разновидность валов, не подверженных кручению.

По назначению валы можно разделить на коренные, т. е, валы несущие основные рабочие органы машин (ротор турбины, коленчатый вал двигателя внутреннего сгорания, шпиндель станка), и передаточные (валы передач), используемые для передачи и распределения движения и несущие на себе детали передач: зубчатые колеса, шкивы, звездочки и т. д. В ряде машин (сельскохозяйственных, дОрожных) применяют валы Лля передачи врыцающего момента к исполнительным органам; их называют тралсмлсснонлыми.

Иногда используют торсионные валы (тарсионы), т.е. валы обычно малых диаметров и передающих только вращающие моменты [22).

Вавы по форме геометрической оси рвзделяютна прямые (рис. 16.1, а, б, е, г, д, е) н коленчатые (рис, 16.1, лс). Последние применяют для преобразования возвратно-поступательного движения (поршней ) во вращательное (коленчатого вала) или наоборот. Особую группу представляют гибкие валы с изменяемой формой геометрической оси, их применяют для привода механизированною инструмента, в зубоврачебных бормашинах и т. п.

Оси (летали) имеют прямую геометрическую ось.

Коленчатые, гибкие, а также «улачковыс валы относятся к специальным н не рассмотрены в настоящем курсе.

Рне. 14.Г. Основные тины валов н асей

428

429

Распознанный текст из изображения:

ЙЫ

432

413

максимально возможные радиусы закруглений. Наиболее распространенная форма перехода — галтели постоянного радиуса (рнс. 16.5,а); желательно, чтобы рааиус закругленна Я был больше О,И (г( — диаметр вава). В особых случаях применяют галтелн переменного радиуса кривизны р (рис. 16.5, е). Правильным подбором кривизны галтели можно существенно снизить концентрацию напряжений и повысить несущую способность валов и осей. Снижению концентрации напряжений служит также применение разгрузочных выточек (рис.!6.5, а). Канавку (рис. 16.5, э) шириной 3 — 5 мм и глубиной 0,25-0,5 мм, удобную для выхода обрабатывающего инструмента, например шлифовального круга, используют в случае, когда определяющей является не усталостная прочность, а жесткость валов.

Рис. 1Я.5. Перехсяние Э э к ээяее ек

Наряду с концентрацией напряжений, вызванной геометрическими очертаниями дешлей, на усталсстную прочность влиявг качество поверхностного слоя, т. е, мнкрогеометрия, как следствие механической обработки, н структурное состояние поверхностного слоя. Повышение устааостной прочности валов и осей достигается упрочнением материала посредством термической нли кнмико-термической обработки, пластическим упрочнением (обкаткой роликами, облувкай дробью), в результате которого в поверкностном слое образуются остаточные напряжения сжатия, атакже шлифованием,лавированием ндругими методами [17, 22).

Осевые нагрузки не валы от насаженных на них деталей передаются следующими способами:

значительные нагрузки — упором деталей в уступы (бурти«н, занлечикн) на валу или оси (рис. 16.6, а) или посадкой деталей с соответствующим натягом (рис. 16.6, б);

средние нырузки — гайками (см. рнс, 16.6, б н 16.6, е) или штифтамн (рис. 16.6, г), а также выше перечисленными способаии;

легкие нагрузки — стонорными винтами (рис.!6.6, д), стопорными пружинными кольцами (см. рис. ! 6,4, е и 16.6, е ) и др.

Р . 14.4. гревс э ысорнпе» эсеэьп мрузэк е осеэаге

р .е кяяыэяеэеээыыеасж

Основными материалами для валов и осей служат углеродистые и легированные стали. Для асей и валов, диаметры которых определяются, в основном, жесткостью, применяют углеродистые конструкционные стали Ст4, Ст5 без термообрабстки. В опмтсгвенных и тяжело нагруженных коне!рукциях (когпа критерием является прочность) используют термкчески сбрабэтьпаемые срелнеуглеродистые и лепэрованиые стали 40, 45, 40Х, 40ХН, 40ХЗПМА, ЗОХГТ, ЗОХГСА и лр. Валы из этих сталей в зависимости от решаемых задач подвергают улучшению (закалке с высоким отпуском) нли поверхностной закалке (жмЗмв ТВЧ) с нюким отпуском.

Быстрохолные валы на опорах скольжения должны имен, весьма высокую твердость поверхности цапф; для этого их изготовляют из цементируемых евшей типа 20Х, 12ХНЗА, 1ОХГГ нлн из азотируемых сталей типа ЗОХЗМЮА.

Распознанный текст из изображения:

Валы, рабопнощие в «оррозионной среде, изготовляют из нержавеющих сталей, титановых сплавов.

Для изготовления коленчатых валов и ввлов с большими фланцами наряду со сталью применяют аысокопрочнью (с шаро. видным графитом) и модифицированные чугуны.

Прямые стаяьные вавы и оси диаметром до 150 мм обычна изготовляют из проката; пщы большего диаметра и сложной формы — нз поковок. Полые валы целесообразно изготовлять из стальных труб стандартных размеров или из специально заказываемого недоката труб (с утолщенными стенками).

Валы и осн обычно подвергают токарной обработке в центрах и последующему шлифованию посадочных поверхностей (цапф, шеек, шипов) нлн шлифованию по всей поверхности (высоконапряженные валы).

В последнее время появилась канструкшш полых валов из композитных материалов, получаемых намоткой.

Основными «ритериями работоспособности жшов н осей являются прочность, жесткость и виброустойчивость.

16З. Расчеты валов н осей на прочность

Общие указания. Конструирование и расчеты на прочпгють валов и осей неразрывно взаимосвязаны. При разработке конструкции валов н осей применяют метод последовательных приближений. Первым шагом (этапом) является определение по простейшим эмпирическим зависимосшм и рекомендациям предварительных, ориентировочных значений диаметров и разработка первого варижгга «онструкцни (эскизный проект)[10, 2]. На втором этапе составляют расчетную схему (расчетную модель) и проводят расчет на статическую прочность и первую коррекцию конструкции вала (оси). Далее проводят проверочный (уючненпый расчет) на усталостиую прочность и уточняют конструкцию вала (оси). На последнем этапе проводит, помере необходимости, спецнаяьные расчеты (на жесткость, вибрссгойкость и др.) и разрабатывают окончательный вариант конструкции вяла илп оси (технический прсекг), отвечающий всем критериям работоспособности данного вача (оси) с учетом требований технологичности, экономичности и др.

434

Нагрузки н расчетные скемы. На валы и оси прн эксплуатации действуют нагрузки в виде сосредоточенных и распределенных сил радиального и осевого направлений, а также изгибающих моментов; на валы действуют еще «рупгшне моменты. Эти нагрузки могут быть постоянными или переменными.

По чертежу (эскизу) вала (оси) составляют расчетную схему (расчетную модель), в которой валы и оси рассматривают как балки на пгарнирньгк опорах, к которым прикладывают внешние силы и моменты, приводя их действие к двум взаимно перпендикулярным плоскостям — горизонтальной и вергиюльной.

Напомним, что в расчетных схемах используют три типа опор: шарнирно-неподвмкную, шарнирно-подвижную и защемление или заделку. Защемленне применяют иногда а опорах неподвижных осей. Для вращвющикся валов и осей защемление не допускают. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные силы, считают шарнирно-неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, считают шарнирно-подвмкнымн.

При использовании радиального подшипника «аченив заменяющую его шарнирную опору располагают иа середине ширины подшипника (рнс. 16.7, а). Для радиально-упорного подшипника качения шарнир размещают на пересечении осн вала с нормалью, проведенной через середину копшктных площадок тел качения с дорожкой качаны наружного кольца подшипника; рзссюяние а между шарниром и торцом подшипника (рис. 16.7, б,я) может быть определено графически или аналитически [1О]. Если в одной опоре размещают два подшипника качения, то шарнир размещают так, как поюпано на рис. 16.7, г.

Для валов и осей, опирмощпхся на подшипники скольжения длиной 1, шарнир распопагыот на расстоянии (0,25-0,3)( от внутреннего торца подшипника, что обусловлено смещением от середины подшипника максимума давления р на поверхности «онтакта цапфа-подшипник вследствие деформации вала и подшипника (рис.!6.7, д)

Нагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других насаженных на валы и оси деталей передаются на валы и оси через поверхности контакта и являются распределенными. Ха-

433

Распознанный текст из изображения:

Р . 167. Р станс с«амса сгсв

з

]~ 0,2(т] '

(з з

(16.1)

436

437

рахтер распределения показав аа рис. 16.7, е н ж. В расчетных схемах валов и осей эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными н приложенными в середине шириньг ступины, а сечения вача или сои в этом месю принимают за расчетные (рис. 16.7, е). более точно пслакенис расчетных сечений следует принимать на расспжнии (О 2...0 25)) от торцов ступицы (рис. 16 7, эе).

Предварительное определение дааметря вала. Средний диаметр вала или оси предварншльно оценивают с помощью эмпкрическик зависимостей, рекомендаций по опыту проектирования подобных машин или по простейшим расчетным формулам. Например, диаметр ведомого вала ступени цилиндрического зубчатого редуктора принимают равным 0,35-0,4 межссевого расстояния ступени.

При отсутствии надежных эмпирических зависимосюй и относительно небольшом влиянии изгиба для оценки среднего диаметра г(, мм, вала можно использовать условный расчет на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

где Т вЂ” вращающий (крутящий) момент, Н м; [т] — условные допускаемые напрюкения при кручении, обычно принимают (т] = 15-30 МПа.

Оценить диаметр г( вала можно, ориенпгруясь на диаметр того вала, с которым он сосдиняеюя. 'например, если вал вращаема непосредственно электродвигателем, то диаметр его можно принять равным или близким диаметру И~ выходного конца вала электродвигателя, т. е. 4) (0,8...1,2)г(~.

Диаметр осей, лля которых обычно преобладающими являются напряжения изгиба, можно оценить из расчета на изгиб, занижая допускаемые напряжения.

После предварительного определения диаметра вала шги оси рвзрабатыаают в первом приближении конструкцию вала (оси)— эскизный проект, обеспечивая условия технологичности изготовления и сборки (см. (! 0,22)), и составляют расчетную схему.

Основной расчет валов н осей на статяческую прочность. Проверку статической прочности выполняют при условии отсутствия пластических деформаций, т.е. обеспечивают требуемый коэффициент запаса прочности по отношению к пределу текучести материала вала или оси; поэтому на статическую прочность валы и оси рассчитывшот по наибольшей кратковременной на«рузке, повторяемость которой мала и не может вызвать усталостного разрушения; например, такОй нагрузкОй может быль нагрузка в период пуска установки. На этом этапе расчетов действительные конструкции и условия натруженна валов (осей) заменяют расчетными схемами.

По составленной расчетной схеме определяют (рассчитывают) реакции опор в горизонтальной н вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строят эпюры поперечных сил и изгибающих моментов, отдельно строят эпюры крушщего момента и осевых с~. Так как валы работают в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напряжение в точке наружного волокна по энергетической теории прочности определяют по формуле

Распознанный текст из изображения:

о, = — г(М„4 0,75М„,

зг(

(16.2)

Теб. нав 1б.!

таблице 162

Ме*а

р рн

тг ряыо

НВ,

С 5

Не о ре нчен

190 520

230

220

130 О

Не огранн

120 80

200 240 270

2ВО 550 650

250 350 ЭЭ!

560 ВОО 900

150 210 230

0

0,1

0,1

0

0

0,05

40Х

Не огра ен

200

120

200 240 270

500 650 750

320 360 410

730 ВОО 900

200 210 240

0,1 О,! 0,1

0.05 0,05 0,05

20

2ОХ

12ХНЗА

!2Х2Н4А

!бхгт

60 120 !20 120 бс

145 197 260 300 ЗЗО

400 650 950 1100 Н50

240 400 700 850 950

170 300 420 500 520

100 60 210 250 2ВО

0

0,05

О,!

0,15

0,15

0 0 0,05 О.! 0,1

43 В

439

М„М

Здесь о„= —" н т„= — к — соответственно нанбоньшие на-

пршкения в расчетном сечении вала от изгиба моментом М„и кручения моментом М„; Н'„и Н'т — соответственно осевой и полярньй моменты сопротивленн» сечения вила (табл. 16,1); момент ̄— суммарный изгибающий момент получают геометрическим сложением моментоа, действующих в горизонтальнод и вертикальной плоскостях.

Моменты сенроп ел нн» е а ее о

(з

Так как дая круглого сечения Н'е = 2Н'„и Н н = —, то мож-

32

но записать ддя сжопгных валов круглого сечения

где г( — диаметр веда.

Крутяпщй момент М„(внутренний синовой фактор) в расчетном сечении вана равен вращающему момегпу Т (внешней нагрузке на ввн).

Запас прочности дая ванов по пределу !жгучести з, =о,(о, обычна принимают 1,3...1,2; оее вычисляют в опасном сечении по формуле (16.1) нли (16.2); о, принимают по справочникам или табл. 16.2. Опасное сечение определяется зпюрами моментов (там, где имеет место максимум изгибающего момента) и размерами сечений вала (там, где минимум); в случаях, когда максимум изгибающего момента и минимум сечения расположены в разных местах, проводят расчеты двя двух идн более сечений.

Дл» осей запас прочности по пределу текучести з, =о,(о„

должен быть не менее 1,5; о„определяют в Опасном сечении по

максимаяыюму изгибающему моменту.

Распознанный текст из изображения:

Расчет ва сопротивление усталости. Опыт эксплуатации показывает, что для валов (в меньшей степени ди асей) основным видом разрушения яьляегса усталостнсе и поэтому для валов расчет на сопротивление усталости лвляшся одним из основных. Ус. талостную прочность валов и осей при регулярных переменных напряжениях, т.е. при стационарном нвгруженин, обеспечивает требуемый запас прочности по отношению к пределу выносливости.

По известному номинальному напряжению в опасном сечении легко установить случаи, когда условия сопротивления усталости заведомо удовлетворяются. Расчет нв сопротивление усталости проводить иет необкадимостя,если

пы, <=-1-,

ео

К,я

где и, — предел выносливости материала при изгибе со знакапеременньач симметричным циклом изченения напряхгеннй (табл. 16.2); я — коэффициент влияния абсолютных размеров (масштабный фактор), см. [1, 31, 33)); К вЂ” эффективный коэффициент концентрации напряжений в опасном сечении, см. [1, 31, 33); 4 — коэффициент запаса усшиостной прочности выбирается в пределах 1,5...2,5.

Бели условие (16.3) не выполняется, необходим расчет на уствлостную прочность, выносливость или сопротивление усталости. При этом расчете необходимо прежде всего установить харюаер цикле изменения напряжений, т. е. определить постоянные о„и т„и переменные и, и т, ооставляющие нвлрюкений и закон их изменения. Предположительно устанавливают опасные сечения, исходя нз эпюр моментов, размеров сечений вала (оси) и концентраторов напрюкений. Обычно в опасных сечениях находятся максимумы изгибающих моментов и концентрации напряжений, а также минимумы дивмегра вала. При расчетах на выносливость учитывают влияние вида и характера изменения напряжений, механические характеристики материала — статические и устаэсстные (см. табл. 16,2) размеры, форму и состояние поверхности ыла (микрогеометрию и структуру).

Постоянные по значению (величине) и по направлению в пространстве нагрузки вызывают во вращающихся валех и осях циилическне (переменные) напряжения изгиба, изменяющиеся по

440

симметричному циклу с амплитудой (переменной составляющей)

и, и средним (постоянной составляющей) о напршкением;

М„

а =а„= — "; о =О.

й'е

В расчетах валов нереверсивных передач условно принимают, что вращающий момент н налрюкения от кручения изменяюгс» по пульсвционному циклу (отнулевой цнкч изменения напрюкений); при этом амплитуда т, и среднее т„ нацряжение определяют из формул

М„

т =0,5т„=0,5 — "; т =т .

Здесь изгибающий М„и крушщий М„моменты рассчитывают при действии наибольшей достаточно длительной нагрузки, из расчета исключают кратковременные перегрузки, которые не могут вызвать усталостные разрушения, при этом М„= Т .

Для каждого из установленных предположительна опасных сечений определяют коэффициент зшшса устааосгной прочности 4 по формуле (16.4) и сравнивают с допускаемым значением; запас устаяостной прочности считают достаточным, если з > 1,5 — 2,5, большие запасы усталостной прочности приннмыот дея ответственных конструкций и при менее достоверных сведениях о нагруженности вала (оси) и механических свойствах материалов

у( з

где 4 и з, — - коэффнциенпл запаса свпвегственно по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

4,=~ (! 6.5)

К оп,ей,о

(! 6.6)

Кот 434 т

где и ~ и т ~ — пределы выносливости материала (см, табл. ! 6.2, а также [4, 5, 6)), полученные при испытании гладких стандартных образцов малых диаметров соответственно при изгибе и при кручении с симметричным знакопеременным стационарным цик-

441

Распознанный текст из изображения:

Рве. 17.8. Релякавслаги ники

е г д

Рнс. 87.!. Шарикоаоя аники

и — !!!7

448

44В

Глава 17

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

17.1. Общие сведеияя

Подш яник — зто опора или направляющая, которая воспринимает нагрузки и допускает относительное перемещение частей механизма в требуемом направлении. Основное назначение подшипников — поддерживать вращающиеся детали в пространстве, воспринимая действующие на них нш'рузки. В зависимости от вида трения подшипники делят на два типа: сколыкення и качение. В подшипниках скольжения рабочие поверхности вала и подшипника, пслносшю или частично разделенные смазочным матсриааом, скользят одна относительно другой.

Подшипники качения (рис. 17.1, 17 2) обычно состоят из наружного и внутреннего колец, тел качения (шариков или роликов) и сепаратора, удерживающего тела качения на определенном расстоянии друг от друга Иногда одно или оба кольца могут отсутствовать и тогда тела качения катятся непосредственно ло валу или корпусу.

Подшипники качения «влякпса гюновным видом опор валов и осей в машинах и имеют международную стандарппацию. Известны миниатюрные подшипники качения с внутренним диаметром г(=ббмм, наружным диаметром (7=2мм, шириной 0=0,8 мм и массой 0,015 г, а также особо крупные, у которых соответственно г(=12м, П=14м, В=0,45м имасса!Збт.

Основные достоинства подшипников качения ло сравнению с подшипниками скслыкения: 1) меньшие моменты трения при пуске; 2) меньшие осевые габаритные размеры; 3) простота обслуживания и малый расход смазочного материала; 4) полная взаимозаменяемость; 5) малая стоимость в связи с массовым производством; 6) меньший расход цветных металлов.

К недостаткам подшипников качения относят; 1) большие рвлиальныс габаритные размерм; 2) значительные кшпактные напряжения, ограничивающие ресурс; 3) переменную ршгиааьную жесткость по углу поворота и повышенный шум из-за циклического перекатывания тел качения через нагруженную зону; 4) меньшую способношь демпфировать колебания и уларные нагрузки; 5) ограниченную быстроходность; 6) высокую стоимость подшипников лри мелкосерийиам производстве.

Класснфикацяв и обозначении подппгпииков. 1. По форме тел качения подшипники подразделшот на шариковые (см. рис. 17.1) н роликовые (см. рис. 17.2). В зависимости ст формы различают ролики: короткие и длинные цилиндрические, конические, сферические, игольчатые, полые, витые и др.

Распознанный текст из изображения:

2.По направлению воспринимаемой нагрузки различают подшипники:

радиальные (рис. 17.1, а, е; 17.2, а, б, е, д), которые воспринимают радиальную ипи преимущественно радиальную нагрузку,

рапиально-упорные (рис. 17.1,б,г; 17.2,г), предназначенные для восприятия комбинированной нагрузки (радиальной и осевой);

упорно-радиальные (рис. 17.1, д), предназначенные лля восприятия осевой или преимущественна соевой нагрузки;

упорные (рис. 17.1, е), предназначенные для воспрюпия только соевой нагрузки.

3. По числу рядов тел качения различают подшипники олноч двух- и многорядные.

4. По основному конструктивному признаку подшипники подразделяют на самоустанавлиыющиеся (сферические), которые допускают работу с взаимным перекосом колец до 4' (см. рис. 17.1, е; 172, е), и несамоустанавливающиеся — все остальные (допустимый взаимный перекос колец от 1 до 8" );

5. По соотношению габаритных размеров подшипники разделяют на серии. При одном и том же внутреннем посадочном диаметре подшипники одного типа могут ммегь различные наружные диаметры и ширину, т. е. различные серии па диаметру и ширине (рис. 17.3). С увеличением габаритных размеров растет нвгрузочная способность подшипника, но снжкяется предельная частота вращения. б. Стандартом установлено несколько классов тсчи~кти подшипников (в порядке повышения): 8, 7, О, ОХ, б, 5, 4, 2 и Т. Класс точности определяет точность размеров и формы деталей подшипников. В зшисимости ог класса точности и дополннюльных треГюваний различмст три категории подшипников: А, и — особа легка; б — легкая; стрвнение имшж полшипг — леггзя и Вопи; г — ср лк я; ники нормального класса д — срез чюзая; — иеязя точности О. С повышением

450

класса точности существенно возращаег стоимость изготовления подшипника. Так, подшипник класса точности 2 примерно в десять раз дороже подшипника кяасса точности О.

7. По специальным требованиям выпускают пошпипники теплсстойкие, высокоскоростные, малошумные, «оррозиоиностойкие, немагнитные, самосмазывшощнеся н др.

8. По уровню вибраций различжст подшипники с нормальным, пониженным и ишаны уровнем вибрации.

ОГюзначение подшипника наносят на торцовой повертлсещ колец Основное обозначение может содержать до семи цифр. При отсчете справа налево первые две цифры определюст внутренний лиамстр полшипникя, третья и седьмая цифры — серию по наружному диаметру и ширине, четвертая цифра — тип, натая и шестая цифры — конструктивную разновидность. Внутренний диаметр подшипника в дшшшоне 20...495 мм соответствует двузначному числу условного обозначения, умноженному на пать. Для лругих размеров диаметров обозначение особое. Слева ог сановного обозначения указывают класс точности подшипника, если он отличен от нормального. Подшипники, изготовленные по специальным техническим требованиям, имеют справа ст основного обозначения дополнительные знаки в виде букв и цифр. Буква А, например, обозначает повышенную груюподьемносп подюипникв, а буква М вЂ” навнчие модифицированного контакта (см. ниже).

Характеристики подюнпинкев основных типов. Ш а р икоподшипннки. Шариковый рщиввьный однорядный подшипник (см. рис. 17.1, а) предназначен длв восприятия радиальной нагрузки и осевой, действующей в сГюих направлениях. Сепаратор обычно штампованный, скрепленный из двух частей заклепками, и центрируется по телам качения. Более дорогие массивные сепараторы применяют при повышенных частотах вращения и для крупногабаритных подшипников. Некоторые конструкции подшипников снабжены встроенными защитными шайбами или специальными уплотнениями, расположенными с одной или с обеих сторон подшипника. Допускаемый взаимный перекос асей колец до 8'.

Шариковый радиально-упорный подшипник (см. рис, 17,1, б) предназначен лля восприятия комбинированной нагрузки: радиальной и односторонней осевой. Нагрузочна» способность

~5'

45Г

Распознанный текст из изображения:

этих подшипников выше, чем у радиальных шариковых, блвгодаря ббльшему числу тел качения, которое удается разме~тить в подшипнике из-за наличия скоса на наружном илн внутреннем кольце. Спмабность подшипника воспринимать осевую нагрузку зависит от номинального угла контакта и (угол между нормалью к плогцадке контакта наружного кольца с телом «ачения и плоскостью вращения подшипника). С ростом а осевая грузопольемнасть подшипника растет, а предельная частота вращения и допускаемая радиальная нагрузка уменьшаются. Сепараторы длл этих подшипников выполнянуг, как правило, массивнмми. Подшипники юготовляют а номинальными углами «онтакш а = 12, 26 и 36'. В пыта«шее время выпускают подшипники с углами контакта 15, 25 и 36', которые отличыотся наличием скоса на внутреннем кольце и цегпрированием сепаратора по наружному кольну. Зто позволяет существенно повысить предельную частоту вращения вследствие более благоприятных условий смазки. Так например, при смазке масляным туманом подшипник 36100К (а =15') может работать с чмтстой вращения до 70000 мин ', а подшипник 36100 (а =12') талька до 46000 мин 1.

Для вссприятиа ааевьж нагрузок обоих направлений радиально-упорные подшипники сдваивают, устанавливая ик на валу попарно по схеме О (17.4, л) или Х (! 7.4, 6). При больших осевых нагрузках в олпом направлении и стаанеиных радиальных размерах, а также дла скоростных опор используют последовательную установку подшипников по схеме Т етвндемгг (17.4, е). Р с. 17.4. Сл ме мьрягсь с рзязатьис-улсрнь лаги«ля«к«;

г — раа ео;б — всс» мех; — сссх ет савв»» 451

Шариковый радиальный двухрядный аферический подшипник (ам. Риа. 17.1, е) допускает работу в условиях взаимных перекосов осей колеи до 4' благодаря сферической поверхности дорожки качения наружного кольца. Подшнцник воспринимает некоторые осевые силы в обоих направлениях. Сепараторы чаше всего штампованные. Зги подшипники могут иметь на внутреннем кольце коническое отверстие для установки на цилиндрическом валу с папашью конических втулок.

Шариковый радиально-упорный подшипник с разъемным внутренним кольцом (см. Риа. 17.1, г) в зависимости пг формы до!южшс качения имеет трех- или четырехючечный «а«такт шарика с «ольцами и предназначен дла воаприятия радиальной и осевой нагрузки в обоих направлениях. Существуют аналогичные подшипники а разъемным наружным кольцам.

Шариковый упорно-радиальный подшипник (см. Рис. 17.1, д) предназначен для шкприлтия значительной осевой и некоторой радиальной нагрузки.

Упорный шариковый одинарный подшипник (см. Рис. 17.1, е) предназначен лля восприятия только оаевых нагрузок Размеры наружных и внутренних диаметров колец отличаются. Тугое кольцо устанавливают на валу, а авободное — в корпус. Чмтоты вращения ограничены центробежными силами и гироакоиическими моментами, действующими на шарики. Для восприятия двусторонней осевой нагрузки применяют двойные упорные подшипники. Допустимый перекос колец до 2'.

Роп и ко подшипники. Роликовый рааиаяьный подшипник с короткими цилнндричеакими реликвии (см. Рнс. 17.2,а) предназначен для шкприятия радиальных нагрузок. Ролнкополшипники очень чувствительны к отноаштльным перекосам колец. Перекосы вызывают концентрацию контактных напряжений на «раях роликов (краевой эффект). Для уменьшения концентрации напршкеннй используют подшипники с модифицированным контактом ролики или дорожки качения делшот с небольшой выпуклостью (бомбиной), что приводит к повышению допускаемого угла перекоса с 2 да 6', а ресурса в 1,5...2 раза. Подшипники с бартами на сбаик кольцак (см. Рис. 17.2, б) могут иклринимать осевую нагрузку при условии, что она не баме 0,2...0,4 ог радиышной в зависимости от серии подшипника. Раачеп» допускаемых

451

Распознанный текст из изображения:

осевых нагрузок, которые в этих подшипниках ограничиваются не контактными напряжениями, а силами трения на торцах роликов, можно найти в (31]. Сшыраторы у этих подшипников штампованные или массивные.

Роликовый раднааьный сферический двухрядный подшипник (см. Рис.!7.2,4) отличается ат раанааьного сферического двухрядного шарикоподшипника большей грузоподъемностью, но меньшей бьктрохаднощъю. Допустимый угол взаимного перекоса колецдо 4'.

Роликовый радиально-упорный конический подшипник (см. рис.!7.2,г) предназначен для воспрняпы совместно действующих радиальной и односторонней осевой нагрузки. Сепаратор стальной штампованный или точеный. Обычно угол конуса наружного кольца а=10...18'. Подшипники с большими углами конуса а=25...30' применлкп в «ачесгве сдвоенных длв мкпрнятия больших осевых нмрузок. Нагруючнал способность раяиаяьнаупарных раликоподшипников выше, чем у рааиально-упорных шариковых подшипников, но предельная чаатога и точнощь вращения ниже. Для воаприяги» значительных нагрузок при стесненных радиальных размерах эти подшипники сдваиввют по схемам О, Х,Т или используютмногорядные конические аодшипники.

Игольчатый ралнкоподшипник (ам. Рис.!72,д) применяют при ограниченных радиальных размерах, а также при качательном движении. Для повышения иагрузочной спаасбнасти полшипника иглы часто устанавливают без сепаратора, что позволяет увеличить числа игл. Для уменьшения диаметрвльных размеров широко использукгг игольчатые подшипники без внутреннего кольца. Осевые нагрузки эти подшипники не мкпринимаюг.

Раликоподшипники с витыми роликами применяют прн ударных нагрузках и в загрязненной среде, но область их применения в связи с нюхай нагрузочной способностью сужаетса.

Материилы деталей подшниияков. Детали подшипников работают в условиях высоких контактных напряжений и поэтому должны иметь повышенную прочиаать, структурную однородность и твердость. Кольца и тела качения изготовляют из специальных полшипникоаых сталей марок ШХ15, ШХ15-Ш, ШХ15-В, ШХ(5СГ, ШХ!5СГ-В, ШХ15СГ-Ш н др. В зависимости от марки станк твердость колец и роликов составляет 58... 66 НКС„а ша-

454

риков 63...67 НВСз. Для подшипников, работающих при повышенных температурах, твердость ниже. Это связано со апециальным апгуском дещлей при термоабработке. При раачегах подшипников из стали марки 8Х4В9Ф2, аохраняющей твердость 62 НКС, при высоких температурах, поправку на впмяние температуры не учитывжот.

Сепараторы изготовляют из мягкой углеродистой стали, Для массивных сепараторов используют бронзы, латуни, алюминиевые сплавы, металлокерамнку, текстолит, полиамиды и другие пластмассы.

17.2. Критеряи работасиособиоепг

Основной причиной выхода из строя подшипников качения, работающих в условиях хорошего смазывания без загрязнений, являетсл усталаапюе выкрашиваиие рабочих поверююстей колец и тел качения. Это связана с циклическим изменением контактных напряжений при вращемии кшкц подшипника.

Для подшипников машин, работающих в абразивной среде (транспортные, доражнме, строительные, юрные и многие другие машины), часто причиной разрушения является износ.

Разрушение сепаратора хараперио для быстроходных подшипников, особенно работающих а осевыми нагрузками или с перекосом колец. Из-за неизбежной разнаразмернасги тел качения даже в пределах допуска происходит набегание части тел качения на сепаратор и отставание другой части, что приводит к дополнительным нагрузкам на сепаратор и его износу.

При ударах и перегрузках нв рабочих поверхностях подшив- ников появляются вмятины, скалы бортов, происходит раскалывание колец н тел качения.

Иногда отказы подшипников качения связаны а повышением температуры, которое вьиываег потерю необходимых свойств амаэочного материала, структурные изменения (отпуск) в материале колец и тел. качени». Для некоторых механизмов (например, в станках) большое значение имеют точность вращения и отсутствие вибраций в опорах.

В настоящее время в зависимости от условии работы расчет (подбор) подшипников качения на заданный ресурс ведут по ди-

Распознанный текст из изображения:

Глава 18

ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

18.1. Общие сведения

По!ушки»им скольжелка — это опора или направляющая, в которой цапфа (опорная поверхность вала) скользит по поверхности вкладыша (подшилника) (рис. 18.1). Для уменьшения сил трепи» и износа подшипники смазывают. Основное применение имеют жидкие смазочные материалы, особенно при больших нагрузках и скоростях. Газообразные смазочные материалы (главным образом возлух) применяют дл» высокоскоростных опар. Для тихоходных опор используют пластичные смазочные материалы. Для подшипников, работшощих в экстремальных условиях, применяют самосмазывающиеся материвлы, т.е. материалы, которые содержит компоненты или покрытия, обеспечивающие смазывание.

По направлению воспринимаемой нагрузки подшипники скольжения подразделяют иа две группы: )шдиальные и упорные (осевые). При совместном действии радиальных и осевых нагрузок применяют совмещенные опоры, в кгпорых осевую нагрузку воспринимшот торцы вкладышей (рис. 18Д) или специальные гребни.

По принципу образования подъемной силы в масляном слое подшипники делят на гидродинамнческие и гндростатические. Для разделения трущихся поверхностей слоем смазочного материала в нем необходимо создать избыточное давление. В гнлродинамнческнх подшипниках это давление возникает только при относительном движении поверхностей вследствие зат»- гивання масла в клиновой зазор. В гидростатических подшипниках давление создается насосом. Основное распространение получили подшипники с гидродинамической смазкой как наиболее простые.

Рис. 1В,2. Рзл л»с-УлеРвы» лслш ли»к «шь евл»

Р»с.!а.1. Рази»»ь»мк олша» «

шсяьи шва

!--«р у,г — глмш;!в

агзсрс кс;ш л Л чв смшшаогс

чшсркззз, 4 — »а»фа; 5 — ч сл

р лз с»а» канав»а

Подшипники скольжения легче и проще в изготовлении, чем подшипники качения, бесшумны, обладают шктсянной жесткостью и способностью работать практически без износа в режиме жидкостной и гаювой смазки, хорошо демпфируют колебани». К недостаткам подшипников скольжения можно отнести сложность системы смазки для обеспечения жидкостного трения, несбходнмасть применения цветных металлов, повышенные пусковые

»а5

Подшипники скольжения применяют преимущественно в тех областях, в которых нецелеаюбршно или невозможно использовать подшипники качени»г

при ударных и вибрационных нагрузках (используется хорошая демпфирующая способность масляного слоя);

нри особо высоких частотзх вращения;

Лля точных опор с постоянной жесткостью;

для опор с малыми радиальными размерами;

дл» рвзьемных опор;

для особо крупных и миниатюрных опор;

при рабсте в экстремш!ьных условиях (высокие температуры, абразивные и агрессивные среды);

для неответственных и редко работающих механизмов.

Распознанный текст из изображения:

моменты н увеличенные размеры в осевом налравленнн. Прн работе с жидкими н пласгнчнымн смазочными матерналамн тем. пература подшипника не может превышать 150'С. Однако некоторые самосмвзывжощнеся материалы допуск«ил работу прн температурах до 700 'С (17].

Подшипники скольжения широко применяют в двигателях внутреннего сгорания, паровых'н газовых турбннах, насосах, «омпрессорах, центрифугах, прокатных станах, в тюкелых редукторах н других машинах.

Конструкцнн цедшннннков. Подшипник скольжения (см. рнс. 18.1) содержит корпус 1, вкладыш 2, смазывающие н защитные устройства. Корпус подшипника цельный нлн разъемный нзготовляют как отдельную деталь либо дстаяь, нрнсоединяемую к машине. Иногда корпус подшипника выполняют встроенным, т. е. как одно целое с корпусом машнны нлн подвижной деталью (например, с шатуном). Вклвлышн используют для того, чтобы не выполнять весь корпус нз дорогих антифрикцнонных материалов. После взноса вкладыши заменяют. В массовом производстве вкладыш« штампуют нз ленты с нанесенным на нее антнфрнкцнонным материалом. В мелкосернйном н единичном производстве прнменвют сплошные нли разьемные втулки, а также биметаллические вкладыши, в которых тонкий слой антнфрнкцнонного материала наплавляют на стальную, чугунную нли бронзовую основу. Для распределення смазочного материал« поступающего нз «анапа 3, по рабочей поверхности цапфы 4 вкладыш« снабжают смазочным« канав«амн 5. Канавки располагают в ненагруженной зоне н часто совмещают с разъемом.

182Б Характер н причины выхода нз строя

нодшяпвнков скольжения

Износ рабочих поверхностей является основной причиной выхола из строя подшипников сколыкення. Абразивное нзнвшиванне связано с попвданнем в смазочный матернал абразивных частиц с размерами больше толщины «важного слов и работой подшипника прн неблагоприятных режимах трепла в периоды пусков н остановок. Прн лействнн больших контакгных давлений

н температур возможно схватывание рабоч«к поверхностей подшипника.

Усталостные разрушение подшипников возникают прн цнклнческн действующнх нирузкех, например, в поршневых машинах, машк«ах ударного н внбрацнснного действ«я. Значнтельнсе повышение температуры црнводнт к недопустимым изменениям необходимых свойств смазочных материалов, а иногда к выплавленню заливки вклалыша нлн заклиниванию вала в полшнпннке. Разрушения подшипников могут быть также свезены с потерей устойчивости вращения папфы прн самовозбулщающцхся колебаниях (автоколебаннях).

185. Подшнпннкевые матерналы

Подшнпниковые материалы должны сбеаючнаиь нюкое значение коэффициента трення, высокую износостойкость и сопротивление усталости. Дополнительными требованиями являются хорошая теплопроаоднссть, прирабатываемость, амачиввемость маслом, каррсзнонная стойкость н обрабатываемссть, низкий коэффициент линейного расшнрення н низкая стоимость. Ни адин нз известных материалов одновременно всеми этими свойствамн не сблцлаел Поэтому в технике применяют большое колнчество рюлнчных антнфрнкцнонных материалов, на«лучшим обрезом отвечающих конкретным условиям.

Валы н ссн, как правнло, стальные, реже из высскопрочного чугуна, например, коленчатый вал двнпцелей ГАЗ. Цапфы должны иметь высокую твердость н шлифованную нлн полированную поверхность, чтсбы выдержать несколько замен более дешевых, чем вал, вкл«лыжей. Мвтериапы вкладышей можно разделить на три группы: металлические материалы, мвгвллокерамнческне н неметаллические.

Металл«чаек«в матеряалы. Сплавы на основе олова нлн свинца с добавлением сурьмы, меди н других элементов, называемые баббитамн (по имени американского изобретателя Баббнта), облшгают высокими антнфрнкцнонными «вчестеами, хорошей прнрабатываемссшю, но дорогн н имеют относительно невысокое сопротивление усталости. Их применяют в качестве тонкослойных покрытий нли в качестве заливки. Хорош«ми антнфрнкцноннымн свойствами обладают бронзы н латуни (сплавы на

яа7

Распознанный текст из изображения:

основе меди), алюминиевые н цинковыс сплавы. В паре с закаленной Папфой прн наличии хорошей смазки применяют антифрикцнонные чугуны

Метвдвокерамическае материалы. Пористые бронзографизовые и железографитовые материалы, получаемые меюдом порошковой металлургии, пропитывают горячим маслом и применяют в условиях, в которых невозможно обеспечить нвцежную жидкостную смазку. При небольших давлениях и скоростях эти материалы способны достаточно долго работать без внешнего подзола смазочного материала.

Неметаллические материалы. В качестве вкладышей применяют пластмассы, резину, графитовые материалы и прессованную древесину

Текстолит, ДСП [древесно-слоистый пластик) и прессованную древесину используют в подшипниках Лля тяжелого маши- настроения. Полимерные самосмазывающиеся материалы на основе полиамидов, пслиацетилена, цслитетрафторэтилена и различных смол используют для подшипников, работающих в температурном диапазоне — 200.. э 280 'С при значительных скоростях скольжения. Фгоропласты (полимеры и сопслимеры галогенопронзводиых, этилена и пропилеиа) обладают хорошими антифрикционнмми свойствамн, химической инертностью, на высоким коэффициентом линейного расширения и низким коэффициентом тепвопроводности. Подшипники с резиновыми вкладышами хорошо работают с водяной смазкой.

В экстремальных условиях используют графитовые вкладыши, которые обладают низким коэффициентом трения [2" = 0,04...0,05) в темпершурном диапазоне от -200 до э!000'С, хорошей теплопроводностью и коррозионной стойкостью. Эти материалы нрименяют в подшипниках с газовой смазкой, где они могут работать без смазочного материала в периоды пусков н остановок.

18.4. Критерии работоспособноств подшипников

Основными критериями работоспособности подшипников являются износостойкость, сопротивление усталости аитифрикционного слоя,теплостойкость и виброустойчивость.

зза

Подшипники скольжения должны работать со смазочным материалом. Наилучшие условия для работы подшипников создаются прн жидкостной смазке, когда осуществляется полное разделение трущихся поверхностей жидким смазочным материалом с объемными свойствами. При граничной смазке трение и износ определяются свойствамн поверхностей и свойствамн смазочного материала, отличными от объемных. При нолужидкостной смазке частично осуществляеюя жидко«зная смазка. Основной расчет подшипников скольжения — это расчет минимальной толщины масляного слоя, который при установившемся режиме работы должен обеспечивать жидкостную смазку. Тепловые расчеты проводят лля определения рабочих температур подшипника. В ряде случаев проверяют подшипник на виброустойчнвость путем решения дифференциальных уравнений гидролинамикн [3]. Расчеты па критерию износостойкости из-за сложности пока нс нашли широкого применения [! 7].

18.5. Условные расчеты подшипников

условные расчеты позволяют в цргютейшей форме оценить пригодность выбранного материала и размеров подшипника для конкретных условий работы на основании опыта конструирования н эксплуатации машин. Режим работы считают допустимым, если выполнены условия, которые ограничивают износ и те~овыделеиие:

р = Р„)(п))я [ээ); зг т 5[рт); т 5 [э[; г < [г],

где Г, — радиальная нагрузка на подшипник; г) — диаметр цапфы; 7 — длина подшипника; т — окружная скорость цапфы; р — среднее условное давление в подшипнике; à — температура подшипника.

Этот расчет обычна используют как основной двя подшипников с нолужидкостной смазкой и как предварительный Лля подшипников с жидкостной смазкой. В табл. 18.) приведены допускаемые значения [р], [г] и [рт] для некоторых подшнпниковых материалов.

ззэ