- •Часть 1. Основы расчета
- •Глава 1
- •§ 1 Общие сведения о деталях и узлах машин и основные требования к ним
- •§ 2. Прочностная надежность деталей машин (методы оценки)
- •§ 3. Износостойкость деталей машин
- •§ 4. Жесткость деталей машин
- •§ 5. Стадии конструирования машин
- •Глава 2
- •§ 1. Машиностроительные материалы
- •§ 2. Точность изготовления деталей
- •Часть 2. Передаточные механизмы
- •Глава 3
- •§ 1. Ремни и шкивы
- •§ 2. Усилия и напряжения в ремне
- •§ 3. Кинематика и геометрия передач
- •§ 4. Тяговая способность и кпд передач
- •§ 5. Расчет и проектирование передач
- •§ 6. Передачи зубчатыми ремнями
- •Глава 4
- •§ 1. Виды механизмов и их назначение
- •§ 2. Кинематика и кпд передач
- •§ 3. Расчет передач
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика зубчатых передач
- •§ 3. Элементы теории зацепления передач
- •11 Г. Б. Иосилевич и др.
- •§ 5. Геометрический расчет эвольвентных прямозубых передач
- •§ 6. Особенности геометрии косозубых и шевронных колес
- •§ 7. Особенности геометрии конических колес
- •§ 8. Передачи с зацеплением новикова
- •§ 9. Усилия в зацеплении
- •§ 10. Расчетные нагрузки
- •§ 11. Виды повреждений передач
- •§ 12. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •§ 13. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев
- •§ 14. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес
- •§ 15. Особенности расчета и проектирования планетарных передач
- •§ 16. Конструкции зубчатых колес
- •Глава 21 гиперболоидные передачи
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Геометрический расчет передачи
- •§ 3. Кинематика и кпд передачи.
- •§ 4. Расчет на прочность червячных передач
- •§ 5. Материалы, допускаемые напряжения и конструкции деталей передачи
- •Глава 22
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематические характеристики и кпд передачи
- •§ 3. Расчет несущей способности элементов передачи
- •Глава 23
- •§ 1. Цепи и звездочки
- •§ 2. Кинематика и быстроходность передач
- •§ 3. Усилия в передаче
- •§ 4. Расчет цепных передач
- •§ 5. Особенности конструирования и эксплуатации передач
- •Часть 3. Валы, муфты, опоры и корпуса
- •Глава 24
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Конструкции и материалы валов и осей
- •§ 3. Расчет прямых валов на прочность и жесткость
- •§ 4. Подбор гибких валов
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Нерасцепляемые муфты
- •§ 3. Сцепные управляемые
- •Глава 26
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы подшипников
- •§ 3. Конструкции и виды повреждений подшипников
- •§ 4. Нагрузочная способность подшипников скольжения
- •Глава 27 подшипники качения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика и динамика подшипников
- •1'Нс. 27.4. План скоростей в Рис. 27.5. Контактные напряжения и план скоростей в радиально-упорном подшипнике
- •§ 3. Несущая способность подшипников
- •§ 4. Выбор подшипников
- •§ 5. Конструкции подшипниковых узлов
- •Детали корпусов, уплотнения, смазочные материалы и устройства
- •§ 1. Детали корпусов
- •§ 2. Уплотнения и устройства для уплотнения
- •I'm. 28.2. Конструктивные формы прокладок:
- •§ 3. Смазочные материалы и устройства
- •Часть 4. Соединения деталей (узлов) машин и упругие элементы
- •§ I. Сварные соединения
- •§ 2. Проектирование и расчет соединений при постоянных нагрузках
- •§ 3. Расчет на прочность сварных соединений при переменных нагрузках
- •§ 4. Паяные соединения
- •§ 5. Клеевые соединения
- •Глава 30 заклепочные соединения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений при симметричном нагружении
- •§ 3. Расчет соединений
- •Глава 31
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений
- •Глава 32
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы резьбовых соединений
- •§ 3. Виды разрушений и основные расчетные случаи
- •§ 4. Особенности расчета групповых (многоболтовых) соединений
- •Глава 33
- •§ 1. Шпоночные соединения
- •§ 2, Шлицевые соединения
- •§ 3. Профильные соединения
- •§ 4. Штифтовые соединения
- •Глава 34
- •§ 2. Расчет витых цилиндрических пружин сжатия и растяжения
- •§ 3. Резиновые упругие элементы
- •Глава 35
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Общие принципы построения систем автоматизированного проектирования
- •§ 3. Структура математической модели
- •§ 4. Цели и методы оптимизации
- •Глава 36
- •§ 1. Расчет вала минимальной массы
- •§ 2. Расчет многоступенчатого редуктора минимальных размеров
Глава 22
ПЕРЕДАЧИ ВИНТ - ГАЙКА
§ 1. Общие сведения
Передача винт - гайка представляет собой кинематическую винтовую пару, которую используют для преобразования вращательного движения в поступательное (с большой плавностью и точностью хода) в различных областях машиностроения, в приборостроении. Винтовые механизмы часто применяют в качестве подъемных (домкраты и др.) и нагружающих устройств (прессы и др.), так как с их помощью можно просто получать большие усилия (500— 1000 кН) при малых перемещениях.
Рис. 22.1. Распространенные типы механизмов
В зависимости от характера движения винта и гайки различают ряд механизмов. Простейшие из них показаны на рис. 22.1, а — в.
Винтовой механизм на рис. 22.1, а представляет собой двухзвенный механизм (стойка - неподвижная гайка 1 и подвижное звено — винт 2) с винтовым движением подвижного звена, который используют на практике для создания силы.
В механизмах на рис. 22.1, б и в оба звена, образующих винтовую пару, подвижны. При этом в первом из них вращение гайки приводит к поступательному перемещению винта, а во втором — вращение винта вызывает поступательное перемещение гайки.
Эти две схемы винтовых механизмов применяют наиболее часто в приводах, так как передача вращательного движения на винт или гайку от двигателя не вызывает затруднений.
На практике используют механизмы с резьбой различных профилей (см. гл. 32). В силовых механизмах большое распространение получила трапецеидальная резьба (ГОСТ 9484 -73), а в механизмах приборов — метрическая резьба (ГОСТ 8724 - 81).
Преимущества механизмов — простота конструкций, плавность и точность хода, большое передаточное отношение, а также возможность самоторможения.
Основной недостаток передачи — низкий КПД.
§ 2. Кинематические характеристики и кпд передачи
Кинематические характеристики. Скорость относительного перемещения гайки и винта, м/с:
где z — число заходов винта; Р — шаг резьбы; п — частота вращения гайки или винта, об/мин.
Число заходов z = 1 назначают для самотормозящихся винтов; для несамотормозящихся механизмов принимают z = 2; 4 (см. ниже).
Вращение винта или гайки в механизмах осуществляется обычно с помощью маховика (рукоятки), шестерни и т. п., при этом передаточное отношение можно условно представить в виде отношения перемещений маховика Sм к соответствующему перемещению гайки (винта) SГ:
где D — диаметр маховика (шестерни и т. п.); S = zP — ход винта.
Зависимость между окружной силой на маховичке FM и осевой силой на гайке (винте) Fa найдем из равенства работ:
откуда
, (22.1)
где — КПД механизма; и — перемещения маховика и гайки.
При D = 200 мм, Р = 1,5 мм, z = 1 и = 0,5 Fа = 200 FМ и и 420.
Таким образом, винтовая передача позволяет с малым вращающим моментом создать большую силу (получить выигрыш в силе) или осуществить медленные точные перемещения. Первое из указанных достоинств используют в домкратах, прессах и других устройствах, второе достоинство реализуют в регулировочных механизмах, механизмах подачи станков, механизмах управления механизацией крыльев летательных аппаратов и т. д.
Коэффициент полезного действия механизмов. Если винт 1 (рис. 22.1, б) нагружен осевой силой Fa, то для его поступательного перемещения к маховичку 2 необходимо приложить момент , который будет расходоваться на преодоление сопротивления в резьбеи трение на опорном торце маховичкаТT. Обычно момент трения на торце невелик, так как передачу осевой силы осуществляют через упорный подшипник, т. е. положим Т3 = Тр.
а) б)
Рис. 22.2. К определению КПД винтовой пары
Зависимость между ними можно установить из равенства работ за один оборот винта. Предположим, что нагрузка Fa равномерно распределена между витками прямоугольного сечения (F1 — усилие на один виток). Тогда, переходя к одному витку (рис. 22.2, а), введем в рассмотрение его расчетную модель в виде наклонной плоскости (рис. 22.2, б), угол подъема которой где S и d2 — ход и средний диаметр резьбы винта.
Если через Ftl обозначить окружную силу на одном витке и учесть, что реакция от гайки на винт будет наклонена к нормали под углом трения =arctg f ( f- коэффициент трения, f =0,080,12), то несложно установить
Из равенства работ за один оборот гайки
получим
(22.2)
КПД механизма найдем как отношение работ на завинчивание винта без учета сил трения (= 0 и= 0) и с учетом сил трения. Тогда из зависимости (22.2) следует
(22.3)
Рис. 22.3. Шариковинтовый механизм
Из формулы (22.3) видно, что КПД передачи возрастает с увеличением угла подъема и уменьшением коэффициента трения в резьбе (уменьшением).
Для увеличения угла подъема в винтовых механизмах применяют много-заходные винты. Ход резьбы в этом случае S = Pz (Р и z — шаг и число заходов резьбы). Однако винты с > 25° на практике не применяют, так как дальнейшее увеличениене дает существенного повышения КПД, а передаточное отношение при этом снижается. Обычно0,7.
Для повышения КПД винтовых механизмов стремятся уменьшить коэффициент трения в резьбе путем изготовления гаек из антифрикционных материалов (бронзы, латуни и др.), смазывания трущихся поверхностей, тщательной обработки контактирующих поверхностей.
В последние годы получили распространение шариковинтовые механизмы (рис. 22.3). В таких механизмах между витками винта и гайки размещаются шарики. При вращении винта шарики увлекаются в направлении его поступательного движения, попадают в обводной канал в гайке и возвращаются в полость между винтом и гайкой. Механизмы имеют высокий КПД (0,9), так как коэффициент трения качения невелик (0,01).