Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 57
Текст из файла (страница 57)
10-24 289 ~р:~~ иза >4 2 .О Д хж 4> > й х о >Ч 44 х х щ б> 4» 4 х 6> > х > Е Я о" „о о„о >Ъ > >х хо .х ~о ь ГЧ м Оъ ЧЪ ъо о> о й ЧР 00 о >х о и Й о. Ф о Ь х о. чъ 4Ч ЧЪ Ф Оъ СЧ ЧЪ ОЪ >Ч !! 0 х 1 Щ 0 С> ОЪ 'Ф о 4Ч ЧР М ОЪ ОЪ ОО "Ф ОО М ОО о Ч "> О 4 м 4Ч" ЧЪ ОО чй 4 00 М ОЧ 00 4"> 00 С> ОЪ О 4- О 4'4 4 С> ЧЪ Ъ- С> 00 ~Ф ОО ъо С> о 4 4Ч > 4О х ОЧ > > о М ОО Г ОЪ "Ф М м 'ф Ч'> м о Ч'Ъ с~ С> Ч'Ъ С>" ЧЪ о ОЪ С> С> 4Ч М> ОО ЧЪ Г- о. > хх 44 Х 4> 0 х 5 0 >О ,„х х лФ х 63 МЪ ~х х х Ей~ 00 й~ о й 4> х д х х х х 0 0 Х О" >4 0 к х Х ЧО хо О' 4> а> 44 хх о о 0 Ой о .х х .И х > х Я ф х О, "о хо о,ю Ф.
ъо 'О ОЪ .Ъ. ~3' чъ 4Ч М М Оъ о 00 ЧЪ 4 4Ч ЧЪ "Ф ЧЪ ° Ф .Ъ. ъо ОЪ ЧЪ" чъ ° Ф ЪФ ЧЪ ОЪ Ч > 4Ч СЧ ЧЪ Оъ ° 4Ч ОО о ЧЪ" Ч'Ъ 00 ЧЪ" Ч'Ъ чф М М Ф ЧЪ о ОЪ г- ЪЧ 00 о 5 3, ЧЪ ! 8 Е 6 С> о о о О 4Ч 4Ч о> о о> С> ЧЪ ! ЧЪ о> о С> Ч'Ъ С> ОО ЪО 4Ч 44 о> о ! о о> о м ! о С> Ч; "ф о о о ОЪ о ОО о С> 00 ! ЧЪ 4Ч" й'.
й <Ч й'. Е ЧЪ 0'. Е ЧЪ Р'. й ОЪ Фч й ОО $ й'. й'. й й 4Ч й'. Е ЧЪ 4Ч О'. Е С> Ч "> О'. Е иК-бт.пагод.ги зозбт®ийЬу ~щ:464840172 Ьйр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 Вопросы для самоподготовки 1. Какие достоинства цепной передачи обеспечивают ей широкое применение и в каких областях? 2. Какие типы цепей наиболее распространены? 3. С чем связаны неравномерность хода цепной передачи, удары шарниров цепи по зубьям звездочки и колебания ветвей цепи? 4.
От чего зависит интенсивность износа шарниров цепи? 5. Почему изношенная цепь теряет зацепление со звездочкой (спадает со звездочек) и как это учитывают при выборе числа зубьев звездочек? 6. По какому критерию выполняют расчет цепной передачи? 7. По каким параметрам оптимизируют конструкцию цепной передачи? Пример расчета 13Л. Рассчитать цепную передачу в приводе цепного транспортера: Р, =2,8 кВт, л, = 150 мин ', ~'=3, расположение линии центров передачи под углом 30' к горизонту, передача открытая, работает в пыльном помещении в одну смену, регулируется передвижением оси малой звездочки, цепь роликовая.
Решение. 1. Назначаем г, =25, г1=25 3=75сг2,„=100...120 (с. 286). 2. По рекомендации (13.5) назначаем межосевое расстояние а=40р„. 3. По формуле (13.26) определяем расчетную мощность, принимая значения коэффициентов по табл. 3.2: К,=! (нагрузка близка к равномерной), К.=!, К„=1, К „=1, К,=1,3 (выбираем смазку П), К„=1. По формулам (13.22) и (13.23), К, = 1,3; К, = 25/25 = 1; К„= 200/150 = 1,33. Принимаем К „= 1; Рр = 2,8 1,3 1,33 = 4,85 к Вт. 4. По табл. 13.4 для принятых по, — — 200 и Р,=4,85 кВт назначаем однорядную цепь с шагом в„=19,05 мм.
При этом а=40 19,5ъ760 мм. Убеждаемся, что найденное Р„с~р 3,„(с. 284). 5. По формуле (13.2), о=я,л,р„/60=25 150 !9,05 1О ~/60 1,2 м/с. По табл. 13.3 назначаем густую внутришарнирную смазку. 6. Число звеньев цепи или длина цепи в шагах, по формуле (13.6), 2 760 25+75 75 — 25 21905 Ер — + + — = 131,6.
19 05 2 2я 760 Округляя до целого числа, принимаем Е,=132. Уточняем а по формуле (13.7): 1905 25+75 25+75 з 75 25 2 Учитывая рекомендации по уменьшению меж осевого расстояния 1см, примечание к формуле (13.7)) на Ла=о,оозаж2 мм, окончательно назначаем а=763 мм.
7. Диаметры звездочек определяем по формуле (13.8): 19,05 19,05 Ы,= . ' =!52 мм; Н =, ' =455 мм. яп(я/25) ' яп(л/75) На этом расчет передачи можно закончить. Ниже определены некоторые параметры для того, чтобы подтвердить правильность принятых ранее допущений. Окружная сила, по формуле (13.1), Р,=Р/и=2,8 10~/1,2=2330 Н. Натяжение от центробежных сил, по формуле (13,!0), Г„=1,9 1,2'=2,8 Н, где, по таблице ГОСТа, 9=1,9 кг/м. Сила предварительного натяжения от массы цепи, по формуле (13.11), Г =6 0,763. 1,9 9,81=87 Н. Обе эти силы малы по сравнению с Г„что оправдывает принятые допущения.
Оценим возможность резонансных колебаний цепи по формуле (13.14) при Г,=Г,: зо Гззо н,~ —— / 55 мин 'сн,=150 мм 25 0,763~( 1„9 Резонанса нет. 10* 291 Ьйр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу «сд:464840172 Глава 14 ПЕРЕДАЧА ВИНТ вЂ” ГАЙКА ~ 14.1. Общие сведения Передача винт — гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное. Основы теории винтовой пары (тиBы резьб, силовые и кинематические зависимости, к.п.д. и др.) изложены в гл.
1. Ниже излагаются только некоторые дополнительные сведения. В винтовых механизмах вращение винта или гайки осуществляют обычно с помощью маховика, шестерни и т. п. При этом передаточное отношение условно можно выразить отношением окружного перемещения маховичка 5' к перемещению гайки (винта) 5',: «=5„/5,=яд„/р,, (14.1) где «.«„— диаметр маховичка (шестерни и т. п.); р, — ход винта. При малом р, и сравнительно большом «««„ можно получить очень большое «. Например, при р, =1 мм Ы„=200 мм, «=628. Зависимость между окружной силой Г, на маховичке и осевой силой Г, на гайке (винте) запишем в виде Г, =Г,«'т1, (14.2) где т1 — КПД винтовой пары. Для «=628 и т~=0,3 получим Г,- 190Г,.
Таким образом, при простой и компактной конструкции передача винт — гайка позволяет получать большой выигрыш в силе или осуществлять медленные и точные перемещения. Основной недостаток передачи — низкий КПД. В соответствии с этим передачу винт — гайка применяют в механизмах, где необходимо создавать большие усилия (домкраты, прессы и т. п.), а также в механизмах точных перемещений (механизмы подачи станков, измерительные, установочные и регулировочные механизмы).
Разработано много конструкций специальных винтовых пар, которые позволяют компенсировать ошибки изготовления, зазоров и износа; обеспечивают очень большие передаточные отношения (дифференциальная двойная резьба с разным шагом); повышают КПД путем замены трения скольжения трением качения (шариковые винтовые пары) и т. п, (см. 1151). ~ 14.2. Особенности расчета резьбы винтовых механизмов Основным критериел«рс«ботос««особности этих резьб является износостойкость.
В целях уменьшения износа применяют антифрикционные пары материалов (сталь — чугун, сталь— Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 бронза и др.), смазку трущихся поверхностей, малые допускаемые напряжения смятия [о,„1. Значение а,„в ходовой резьбе выражается такой же формулой, как и в крепежной 1см. формулу (1.13)], а именно: ст,„= Г.
/(М, Ьг) < ~ст,„~. (14.3) Для проектного расчета формулу (14.3) целесообразно преобразовать, заменив ~=Н~р и обозначив: ф„=Н/с! — коэффициент высоты гайки, (14.4) ф„= Ь/р — коэффициент высоты резьбы. При этом получим (14.5) Здесь ф„=0,5 — трапецеидальная и прямоугольная резьбы (см. рис. 1.5, б, а); ф„=0,75 — упорная резьба (см. рис, 1.5, в). Значение козффициента высоты гайки вйбирают в пределах ф„— — 1,2...2,5. Значение [а,„3 в резьбе для пар; закаленная сталь — бронза ! о,„1=11...13 МПа; незакаленная сталь — бронза !се,„3=8...10 МПа; незакаленная сталь — чугун ~а,„3 =4...6 МПа.
Значение ~о,„3 в резьбе винтовых механизмов точных перемещений, например в целительных цепях станков, принимают в 2...3 раза меньше, чем винтов общего назначения. После расчета по формуле (14.5) значение Ы согласуют со стандартом. В ходовых винтовых парах неравномерность распределения нагрузки по виткам выравнивается вследствие приработки резьбы. Поэтому здесь допускают более высокие гайки, чем в крепежных изделиях. После расчета резьбы винты, работающие на сжатие, например винты домкратов, проверяют на прочность и устойчивость.
Методика такого расчета изложена в примере. Пример расчета 14.1. Рассчитать винт домкрата, нагруженный по схеме рис. 14.1, а также определить его 1~ПД. Резьба самотормозящая, упорная. Грузоподъемность Е.=159000 Н, 1=1000 мм, винт — сталь 35, гайка — чугун, подпятник 1 шариковый. Решение. 1. Определяем диаметр Г винта по условию износостойкости — формула (14.5), приняв !о',„3=6 МПа, ф„=2 1,ь„0 75- =71,1 мм.
По таблицам стандарта выбираем резьбу 85 х 12 (рис. 14.1): 0=85 мм; р=12 мм; И,=642 мм; И =76 мм; Ь=9 мм. Стандартом предусмотрены три шага (р=20; 12; 5 мм) для данного диаметра резьбы. Выбор шага резьбы в данном случае зависит от соблюдения условия самоторможения ф«р. Принимая для смазанного винта ~=0,1, получим Рис. 14.1 293 Ьйр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1 Ьу ~сд:464840172 р = агс18Г= 5'50'; Ф = агс1я [р/(тес/,)] = агсф112/(к 75)) ж 2'50', что обеспечивает достаточный запас самоторможения. При шаге р=20 мм, ф = 5'10' запас самоторможения был бы недостаточным. Из формулы (14.4) имеем высоту гайки Н=Ж„И,=2,1 76=159,6 мм.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
