36
.pdfвалов и ступиц шпоночных пазов, ослабляющих сечения соединяемых деталей и вызывающих значительную концентрацию напряжений, что понижает сопротивление валов усталости.
По конструкции шпонки подразделяются на призматические, сегментные, клиновые. Геометрические размеры первых двух типов шпонок стандартизованы. Наибольшее распространение получили призматические шпонки.
Рабочими поверхностями призматических шпонок являются боковые грани. Шпонки работают на смятие и срез (рис.3.5).
Рис. 3.5. Соединение призматической шпонкой
Условие прочности на срез –
ср |
Fср / Aср |
2lТ / dblp |
ср , |
|
где Т – передаваемый крутящий момент. |
||||
|
Условие прочности при смятии - |
|||
см |
Fсм / Aсм |
2Т / dlp (h t1 ) |
см . |
|
Допускаемые напряжения |
см выбирают в зависимости от материалов |
соединяемых деталей и шпонок. Для стальных валов, ступиц и шпонок принимают см = 120…180 МПа.
Соединения сегментными шпонками, представляющими собой пластины в форме части диска по принципу работы и расчета аналогичны
соединениям призматическими шпонками. По сравнению с ними они более технологичны, но значительнее ослабляют валы.
Шлицевые соединения образуются при вхождении выступов (зубьев) на валах в соответствующие впадины (пазы) на ступицах. Шлицы выполняют
прямобочного, эвольвентного и треугольного профилей (рис. 3.6). Параметры шлицевых соединений стандартизованы (кроме соединений с зубьями треугольного профиля).
150
Рис. 3.6. Шлицевые соединения.
Шлицевые соединения имеют большие, чем шпоночные: нагрузочную способность, сопротивление валов усталости, технологичность и точность. Для шлицевых соединений прямобочного профиля применяют три вида
центрирования: по боковым граням (обеспечивающее наибольшую нагрузочную способность); по наружному диаметру D (для ступицы малой твердости); по внутреннему диаметру d.
Шлицевые соединения проверяют на смятие по условию прочности вида
см 2Т / lhdср z см ,
где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между шлицами; l – длина поверхностей контакта зубьев на валу с пазами в ступице; h – высота данных поверхностей; dcp – их средний диаметр; z – количество зубьев.
7.3.3. Механические передачи
Передачами в машинах называют устройства, передающие энергию механического движения на расстояние, преобразующие его параметры и вид. Современные технологические машины в пищевой промышленности и в других отраслях проектируют и создают по схеме: энергетическая машина, передаточный механизм, исполнительный орган машины, система управления.
Устройство, состоящее из двигателя, передаточных механизмов и системы управления для приведения в движение машин и механизмов называется
приводом.
Ключевым звеном привода является передача. Угловые скорости двигателя дв и рабочего органа машины ром, как правило, не равны. Для их согласования применяют механическую передачу. Наиболее широкое распространение в технике получили передачи вращательного движения. Они используются как для понижения (редукции), так и для повышения угловой скорости двигателя до
151
заданной угловой скорости исполнительного звена машины. В зубчатых передачах первые механизмы, называют редукторами, а вторые – мультипликаторами.
По способу передачи движения от ведущего вала к ведомому различаются передачи трением и зацеплением; непосредственного касания (фрикционные, зубчатые, червячные, волновые, винтовые) и с гибкой связью (ременные, зубчатоременные, цепные); по назначению – кинематические и силовые; по взаимному расположению валов в пространстве – между параллельными, пересекающимися, перекрещивающимися и соосными осями валов.
Рассмотрим кинематические и силовые соотношения в передачах.
Основные параметры передачи следующие: мощность Р (кВт); быстроходность, выражаемая угловой скоростью (с-1) или частотой вращения n (мин-1); вращающий момент Т (Н м); коэффициент полезного действия (КПД) и передаточное число и .
Важнейшей характеристикой любой механической передачи является передаточное число, показывающее, во сколько раз быстроходность входного звена 1 отличается от аналогичного параметра выходного звена 2 :
и12 |
1 / 2 |
n1 / n2 , |
|
где |
= |
n / 30. |
|
При |
этом значение |
и 1 и такие передачи называют понижающими, |
процесс преобразования частоты вращения – редуцированием, а передачу, выполненную в закрытом корпусе – редуктором.
Передаточное число можно выразить через диаметры, или число зубьев, тогда формула будет иметь вид:
u12 d2 / d1 z2 / z1
Привод может включать несколько передаточных механизмов (ступеней). При этом значение общего передаточного числа определяется произведением передаточных отношений отдельных кинематических ступеней привода
иоб |
и12 и23...иn |
1 / |
n |
При |
разбивке общего |
передаточного числа следует руководствоваться |
кинематическими возможностями отдельных передач. Передаточные числа редукторов следует принимать стандартными.
При передаче движения часть мощности теряется, например на трение. Эти потери выражаются коэффициентом полезного действия:
= Р2 / Р1
Окружная сила передачи F (Н):
Ft = P / |
= 2T /d, |
где Р – мощность (Вт), окружная скорость ведущего или ведомого звена |
|
(м/с), d – диаметр шкива, колеса, звездочки, червяка (мм). |
|
Выражение вращающего момента Т (Н м): |
|
Т = Р / |
|
Требуемая мощность электродвигателя РЭД (кВт): |
|
РЭД = РТ / |
общ, |
152
где РТ – сила на исполнительном звене машины; общ – общий КПД привода, равный произведению частных КПД отдельных передач, составляющих привод:
общ = 12 23… n.
Зубчатые передачи предназначены для передачи и преобразования вращательного движения с изменением угловых скоростей и крутящих моментов посредством зубчатого зацепления. Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зуба.
Зубчатые передачи между параллельными валами осуществляются с помощью цилиндрических зубчатых колес, образующие венцов которых параллельны осям валов. Наиболее широкое применение в технике нашли цилиндрические зубчатые колеса с прямыми, косыми и шевронными зубьями (рис. 3.7 а,б,в).
Рис. 3.7. Схемы зубчатых передач
Если оси валов пересекаются, для передачи используются конические зубчатые колеса с прямыми, круговыми (рис. 3.7.г.д.) и косыми (рис. 3.9.е)
зубьями. Когда оси валов перекрещиваются, применяются комбинированные зубчато-винтовые передачи, наиболее распространенным видом которых является червячная, состоящая из ведущего червяка 1 , представляющего собой силовой винт , и ведомого червячного колеса 2 (рис. 3.7.ж).
По сравнению с другими механическими передачами зубчатые обладают следующими преимуществами:
-относительно малыми габаритами и высокими (до 0,985) КПД;
-сравнительно большой долговечностью и надежностью в работе;
-постоянством передаточного отношения;
-возможностью применения для широкого диапазона крутящих моментов, угловых скоростей и передаточных чисел.
Цилиндрические зубчатые передачи. Зубчатые венцы колес ограничены поверхностями вершин зубьев диаметром dа и впадин диаметром df.
153
Рис. 3.8. Зубчатый венец колеса
Каждое зубчатое колесо характеризуется числом зубьев z и диаметром делительной окружности dd (рис. 3.8):
dd m z ,
где m p / - модуль зацеления. Здесь р - шаг зубьев измеренный по
делительной окружности.
Колесо меньшего диаметра называется шестерней (индекс параметров -1), а большего – колесом (2). Делительная окружность делит зуб колеса на головку и ножку (высотой ha и hf соответственно). Модуль m характеризует зацепление колес, имеет размерность длины мми стандартные значения. Модуль определяет геометрические параметры зубчатого колеса.
-диаметр вершин зубьев da = dw + 2ha = dw + 2m;
-диаметр впадин венца df = dw – 2hf = dw – 2,5m.
Материалы для изготовления зубчатых колес выбирают в зависимости от требований, предъявляемых к размерам и массе передачи, а также в зависимо-сти от мощности, окружной скорости и требуемой точности изготовления колес и их стоимости. В качестве материалов для зубчатых колес применяют стали, чугуны и пластмассы.
Силы в зацеплении. Нормальная сила Fn направлена по линии зацепления, которая является общей нормалью к активным поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, обычно приложены в полюсе зацепления (рис. 3.9). Раскладываем нормальную силу на окружную Ft и радиальную Fr. По заданным T1
и d |
определяют F |
2 103T / d |
и через нее выражают F |
и F : |
1 |
t |
1 1 |
r |
n |
Fr Fttg; Fn f1 / сos
Такое разложение удобно для расчетов зубьев, валов и опор.
154
Рис. 3.9. Силы в зацеплении
Расчет всех зубчатых передач проводят по контактным напряжениям и на изгиб (см. более подробно [1-3]).
Образующие боковых поверхностей зубьев косозубых цилиндрических колес наклонены к осям колес на некоторый угол (для большинства подобных передач = 8…150 , (рис.3.9). Благодаря этому косозубые передачи имеют ряд
преимуществ (по сравнению с прямозубыми):
-позволяют передавать большую нагрузку при тех же габаритах;
-работают более плавно и с меньшими шумами;
-лучше прирабатываются.
Расчет параметров косозубых цилиндрических передач аналогичен расчету характеристик прямозубых, но обладает рядом особенностей. Косозубые колеса имеют два шага по начальной окружности: нормальный рn (в направлении, перпендикулярном образующим боковых поверхностей зубьев) и торцевой рt (по ободу колеса). Косозубые колеса характеризуются также и двумя модулями –
нормальным mn = pn/ |
и торцевым mt = pt/ . |
||
Очевидно, что – |
рt = pn/cos |
, |
|
тогда – |
mt = mn/cos . |
||
Пусть число зубьев косозубого колеса равно z. Диаметр начальной |
|||
окружности – |
dw mt |
z . |
|
Учитывая предыдущее выражение получим – |
|||
|
dw mn z / сos |
m z / сos |
|
где m = mn – модуль инструмента для нарезания зубчатого венца. |
|||
Межосевое расстояние – аw |
zсум m / 2 cos . |
При проектировании косозубых передач межосевое расстояние принимают по размерам стандартного ряда и используют для выбора модуля условие m 0,02aw. Суммарное количество зубьев
zсум 2aw cos / m
155
Угол наклона зубьев |
|
arccos mzсум / 2aw . |
|||
Силы в зацеплении: |
|
|
|
|
|
Окружная |
Ft1 |
Ft 2 |
Ft |
2T1 / dw1 |
|
Осевая |
Fa1 |
Fa2 |
Fa |
Ft |
tg |
Радиальная |
Fr1 |
Fr 2 |
Fr |
Ft |
tg w / cos |
Конические зубчатые передачи позволяют преобразовывать и передавать вращательное движение между валами, оси которых пересекаются под каким-либо углом. Наибольшее распространение в технике получили прямозубые конические передачи. Они характеризуются следующими геометрическими параметрами (рис. 3.10): диаметрами dm (средний диаметр), dae, de , углом , равным половине угла при вершине конуса элемента передачи и конусным расстоянием Re.
Рис. 3.10. Параметры прямозубого конического колеса
При расчетах конических колес округлять величину модуля до стандартного значения необязательно. Диаметры поверхностей выступов и впадин рабочего венца конического колеса с равновысокими зубьями –
dae |
de |
2hae |
de |
2mte |
cos |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d fe |
de |
2h fe |
de |
2,4mte cos |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Передаточное число – |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
U |
de2 / de1 |
z2 / z1 |
sin |
2 / sin |
1 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Конусное расстояние - R |
(d |
e1 |
/ 2)2 |
(d |
e 2 |
/ 2)2 1 / 2 |
(d |
e1 |
/ 2) 1 U 2 1 / 2 |
, |
|||||||
|
|
|
|
|
E |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
а модуль выбирают из условия – |
mte |
|
0,025Re |
|
|
|
|
||||||||||
Силы в зацеплении: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Тангенциальная сила |
Ft1 |
Ft 2 |
|
Ft |
2T1 / dm1 |
|
|
|
|
||||||||
Радиальная сила |
Fr1 |
Fa 2 |
Ft |
tg |
w |
cos 1 |
|
|
|
|
|
||||||
Осевая сила |
|
Fa1 |
Fr 2 |
Ft |
tg |
w |
sin |
1 . |
|
|
|
|
|
156
Червячные передачи применяются для преобразования и передачи вращательного движения между валами, оси которых перекрещиваются, как правило, под прямым углом.
Червячные передачи являются зубчато – винтовыми. Червячная пара
состоит из червяка 1 и червячного колеса 2 (рис.3.11). При этом в большинстве случаев ее ведущим звеном служит червяк.
Рис.3.11. Схемы червячных передач
К преимуществам таких передач следует отнести возможность получения большого передаточного числа (до 80) на одной ступени, а также плавность и бесшумность работы. Существенными недостатками червячных передач являются сравнительно низкий КПД ( = 0,65…0,91), значительное выделение теплоты в зоне контакта червяка с колесом, интенсивное изнашивание и склонность к заеданию, что обусловливает необходимость применения при изготовлении червячных колес дорогих антифрикционных материалов.
Червячные передачи используют при небольших и средних (до 50 кВт) мощностях. Червячные колеса изготавливают из обладающих антифрикционными свойствами латуней и бронз. В тихоходных передачах допустимо применение колес из относительно мягких серых чугунов.
Червяки, представляющие собой силовые винты, выполняют, как правило, из цементированных и среднеуглеродистых сталей с поверхностной объемной закалкой. Червяки изготавливают одно- и многозаходные (стандартное число заходов червяка z1 = 1,2,4). В зависимости от формы внешней образующей червяка различают цилиндрические и глобоидные червячные передачи (см. рис.3.11 а) и б)). В зависимости от формы винтовой поверхности резьбы различают эвольвентные, конволютные и архимедовы цилиндрические червяки.
Профиль эвольвентных червяков в торцевом направлении очерчен эвольвентой окружности. Конволютные червяки имеют прямолинейный профиль в сечении, нормальном к витку.
157
Наибольшее распространение получили архимедовы червяки, в основе осевого профиля которых лежит равнобедренная трапеция с углом = 200. В торцевом сечении их витки ограничены архимедовой спиралью (рис. 3.12). Архимедовы червяки подобны ходовым винтам с трапецеидальной резьбой.
Рис. 3.12. Архимедов червяк и его параметры
Параметры червячных передач. Основным геометрическим параметром червячной передачи являются осевой модуль червяка m, равный торцевому модулю червячного колеса. Модули червячных передач стандартизированы.
Геометрические размеры элементов червячной передачи (рис. 3.13): - делительный диаметр червяка-
d1 q m ,
где q – коэффициент диаметра червяка (величина стандартная).
- |
делительный диаметр колеса – |
|
|
d2 |
m z2 , |
где z2 – число зубьев колеса; |
||
- |
высота ножки витка червяка и зуба колеса- |
|
|
hf 1 |
hf 2 1,2 m , |
- высота головки витка червяка и зуба колеса-
|
hа1 |
hа 2 |
m ; |
- |
диаметр вершин витков червяка- |
||
|
da1 |
d1 |
2ha1 ; |
- диаметр вершин зубьев колеса- |
|||
|
da2 |
d2 |
2ha2 ; |
- диаметр впадин червяка- |
|||
d f 1 |
d1 2hf 1 ; |
|
|
- |
диаметр впадин колеса- |
||
|
d f 2 |
d21 |
2hf 2 ; |
- межосевое расстояние- |
|||
|
aw |
(d1 |
d2 ) / 2 (q z2 ) m / 2 |
Значения длины нарезной части червяка b1 и ширины колeса b2 принимаются конструктивно в зависимости от числа заходов червяка.
158
Передаточное число червячных пар u z2 / z1 .
Рис. 3.13. Геометрические параметры червячной пары
Силы в зацеплении. Окружная сила на червяке Ff1 равна осевой силе на червячным колесе:
F |
F |
2 103T / d |
, |
t1 |
a 2 |
1 1 |
|
где Т1 - вращающий момент на червяке; d1- делительный диаметр червяка. Радиальная сила на червяке Fr1 равна радиальной силе на колесе Fr2:
Fr1= Fr2= Fr1tg .
Осевая сила на червяке Fa1 равна окружной силе Ft2 на червячном
колесе:
F |
F |
F |
/ tgy |
2 103T / d |
2 |
, |
a1 |
t 2 |
t1 |
|
2 |
|
где Т2 – вращающий момент на червяке; d2 – длительный диаметр червяка.
7.3.4. Валы, оси и опоры
Валы и оси предназначены для поддерживания вращающихся элементов машин – зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.д. Конструктивно оси и прямые валы, представляющие собой детали цилиндрический формы (иногда с коническими участками), различаются мало.
Характер работы валов и осей принципиально различен: оси воспринимают только изгибающие нагрузки, а валы работают на кручение и изгиб, передавая полезные крутящие моменты. Силовые факторы, действующие на оси и валы, передаются на корпуса и станины машин через опоры (например,
подшипники).
Оси могут быть неподвижными или вращающимися совместно с насаженными на них деталями. Валы при работе машины вращаются всегда.
В зависимости от геометрической формы различают прямые, колончатые и гибкие валы. По конструктивному исполнению оси и валы бывают постоянного и ступенчато-переменного сечения (чаще всего кругового), сплошные полные.
159