Организация самостоятельной работы по учебной дисциплине "Техническая механика"
учебно-методический материал

Слайд 1

Передача винт-гайка

Слайд 2

Устройство и назначение передач «винт-гайка» Передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное (при больших углах подъема винтовой линии, порядка >12°). При этом вращение закрепленной от осевых перемещений гайки вызывает поступательное перемещение винта, или вращение закрепленного от осевых перемещений винта приводит к по­ступательному перемещению гайки. Когда угол подъема больше угла трения, эту передачу можно использовать для преобразования поступательного движения во вращательное. Передача винт-гайка состоит из винта 1 и гайки 2, соприкасающихся винтовыми поверхностями.

Слайд 3

Различают два типа передач винт-гайка: передачи трения скольжения или винтовые пары трения скольжения; передачи трения качения или шариковинтовые пары. Ведущим элементом в передаче, как правило, является винт, ведомым - гайка. В передачах винт-гайка качения на винте и в гайке выполнены винтовые канавки (резьба) полукруглого профиля, служащие дорожками качения для шариков.

Слайд 4

Конструктивно передача винт-гайка может быть выполнена: передачи с вращающимся винтом и ведомой, поступательно перемещающейся гайкой (наиболее распространенное исполнение) (см.рис.1). Такая схема обычно используется в силовых передачах при больших перемещениях (например, роботы, механизмы изменения стреловидности крыла); с вращающимся и одновременно поступательно перемещающимся винтом при неподвижной гайке (простые домкраты) (см. рис. 2); Рис. 2. Винтовой домкрат: 1 —винт; 2 — гайка; 3 —стопорный винт; 4 — рукоятка; 5 — чашка домкрата; 6— шип, 7 — корпус

Слайд 5

передачи с вращающейся гайкой и ведомым поступательно перемещающимся винтом. Такие передачи применяются при небольших перемещениях и значительных осевых нагрузках (например, в механизмах управления стабилизаторами летательных аппаратов) дифференциальная винтовая передача , которая состоит из винта с двумя участками резьбы разных шагов ( Р 1 и Р 2 ), но одного направления. интегральная винтовая передача . Она устроена аналогично дифференциальной, но имеет различные направления резьбы на участках винта. Здесь осевое перемещение гайки относительно стойки пропорционально сумме шагов ( Р 1 + Р 2 ). При небольшом угле поворота винта интегральная передача обеспечивает увеличение осевого перемещения гайки. несоосная винтовая передача.

Слайд 6

В зависимости от назначения передачи винты бывают: грузовые, применяемые для создания больших осевых сил. При знакопеременной нагрузке имеют трапецеидальную резьбу, при большой односторонней нагрузке — упорную. Гайки грузовых винтов цельные. ходовые, применяемые для перемещений в механизмах подачи. Для снижения потерь на трение применяют преимущественно трапецеидальную многозаходную резьбу. установочные, применяемые для точных перемещений и регулировок. Имеют метрическую резьбу. Для обеспечения безлюфтовой передачи гайки делают сдвоенными.

Слайд 7

Основные показатели качества передач винт – гайка как составной части привода: а) диапазон выбора передаточного отношения; б) предельная частота вращения винта; в) статическая грузоподъемность; г) динамическая грузоподъемность и долговечность; д ) приведенный момент инерции; е) жесткость; ж) кинематическая точность; з ) силы трения и КПД.

Слайд 8

Достоинства и недостатки передачи винт-гайка скольжения Д остоинства: 1. возможность получения большого выигрыша в силе; 2. высокая точность перемещения и возможность получения медленного движения; 3. плавность и бесшумность работы; 4. большая несущая способность при малых габаритных размерах; 5. простота конструкции. Недостатки: 1. большие потери на трение и низкий КПД; 2. затруднительность применения при больших частотах вращения.

Слайд 9

Достоинства и недостатки передачи винт-гайка качения Достоинства: 1. малые потери на трение. КПД передачи достигает 0,9 и выше (сборка без предварительного натяга); 2. высокая несущая способность при малых габаритах; 3. низкий приведенный коэффициент трения покоя и высокая кинематическая чувствительность (возможность получения малых и точных перемещений); 4. отсутствие осевого и радиального зазоров (то есть мертвого хода); 5. надежная работа в широком диапазоне температур в вакууме; 6. малый износ рабочих поверхностей винта и гайки, обеспечивающий высокую точность и равномерность поступательного движения; 7. высокий ресурс. Недостатки. 1. Требование высокой точности изготовления, сложность конструкции гайки. 2. Относительная сложность и трудоемкость изготовления (особенно операции шлифования специального профиля резьбы гайки и ходового винта). 3. Требование хорошей защиты передачи от загрязнений.

Слайд 10

Наиболее характерными областями применения передачи винт – гайка являются: поднятие грузов (домкраты); нагружение в испытательных машинах; осуществление рабочего процесса в станках (винтовые процессы); управление оперением самолетов (закрылки, руки направления и высоты, механизмы выпуска шасси и изменения стреловидности крыла); перемещение рабочих органов робота; точные делительные перемещения (в измерительных механизмах и станках).

Слайд 11

Шариковинтовые передачи В шариковинтовых передачах при вращении винта шарики вовлекаются в движение по винтовым канавкам, поступательно перемещают гайку и через перепускной канал возвращаются обратно. Перепускной канал выполняют между соседними или между первым и последним витками гайки. Таким образом, перемещение шариков происходит по замкнутой внутри гайки траектории. Рис. 4. Передача винт-гайка с трением качения

Слайд 12

В станкостроении применяют трехвитковые гайки. Пе­репускной канал выполняют в специальном вкладыше, который вставляют в овальное окно гайки. В трехвитковой гайке предусматривают три вкладыша, расположенные под углом 120° один к другому и смещенные до длинегайки на один шаг резьбы по отношению друг к другу. Таким образом, шарики в гайке разделены на три (по числу рабочих витков) независимые группы. При работе передачи шарики, пройдя по винтовой канавке на винте путь, равный длине одного витка, выкатываются из резьбы в перепускной канал вкладыша и возвращаются обратно в ис­ходное положение на тот же виток гайки. Шариковинтовые передачи выполняют с одной или чаще с двумя гайками, установленными в одном корпусе. В конструкциях с двумя гайками наиболее просто исключить осевой зазор в сопряжении винт-гайка и тем самым повысить осевую жесткость пере­дачи и точность перемещения. Устраняют осевой зазор и создают пред­варительный натяг путем относительного осевого (например, с помо­щью прокладок) или углового смещения двух гаек. Наибольшее распространение получил полукруглый профиль канавок с радиусом, превышающим на 3…5% радиус шариков, и с углом контакта α = 45°.

Слайд 13

Силовые соотношения в винтовой паре передачи Для удобства рассмотрения сил в винтовой паре развернем виток резьбы по среднему диаметру d 2 в наклонную плоскость, а гайку представим в виде ползуна. Силы, возникающие в резьбе: F a — осевая сила; F t — окружная сила ( F t = 2T/d 2 ; F f = fN , где f — коэффициент трения; N — нормальная реакция). R — равнодействующая сил N и F f , угол между векторами сил R и N — угол трения. Зависимость между F a и F t найдем из уравнения равновесия гайки под дей­ствием сил F t , F a , R:

Слайд 14

Самоторможение в передаче «винт-гайка» В этом случае под действием силы F a гайка не может поворачиваться (из-за трения) относительно неподвижного винта. Условие самоторможения По условию (3) проверяют, например, винтовые домкраты. Груз не должен опускаться, пока к рукоятке не приложена сила. Резьбы многозаходные для передачи движения (специальные) имеют угол подъема винтовой линии резьбы = 8 0 -16 0 , угол трения = 2 0 -6 0 (для стального винта и бронзовой гайки) и = 4 0 -8 0 (для стального винта и чугунной гайки). Формула (3) определяет условие самоторможения, а именно для самоторможения передачи винт-гайка необходимо, чтобы угол подъема винтовой линии резьбы был меньше приведенного угла трения . Определение угла : - угол трения; (4) - приведенный угол трения. (5) Передаточное число передачи винт-гайка условно можно записать где С — длина окружности маховичка , с помощью которого осуществляется вращение винта; S — ход винта. При малом ходе винта и большом диаметре маховика можно получить большое передаточное отношение u .

Слайд 15

Проектный расчет передачи «винт-гайка скольжения» Как показывает опыт, неудовлетворительная работа винтовых передач чаще всего вызывается износом резьбы. Поэтому основным расчетом всех винтовых передач является расчет на износ, в результате которого определяют диаметр винта и высоту гайки. Проверяя среднее давление р в резьбе, полагают, что все витки резьбы нагружены равномерно. Материал винтовой пары Закаленная сталь—бронза Незакаленная сталь—бронза Закаленная сталь—антифрикционный чугун АЧВ-1, АЧК-1 Незакаленная сталь—антифрикционный чугун АЧВ-2, АЧК-2 Незакаленная сталь—чугун СЧ20, СЧ25 Примечание: 1) При редкой работе, а также для гаек малой высоты значение [ p ] изн может быть повышено на 20%. 2) При проектировании нажимных устройств прокатных станков принимают [ p ] изн = 15…20 МПа. 3) Давление в резьбе винтов, служащих для точных перемещений (делительные цепи станков) должно быть в 2…3 раза меньше, чем в резьбе винтов общего назначения.

Слайд 16

Проверка винта на устойчивость Стержень винта работает на сжатие и имеет большую свободную длину. Поэтому сжатые винты проверяют расчетом на устойчивость по условию где s y - расчетный коэффициент запаса устойчивости; [ s y ] - допускаемый коэффициент запаса устойчивости: для грузовых и ходовых винтов принимают [ s y ] = 4...5; σ — расчетное напряжение сжатия в поперечном сечении винта; σ кр - критическое напряжение, возникающее в поперечном сечении винта; N - продольная сила. За расчетное принимают крайнее положение гайки, когда винт подвергается сжатию на максимальной длине. В зависимости от метода определения при расчете на устойчивость винты делятся на три группы: 1-я группа. Винты большой гибкости, 2-я группа. Винты средней гибкости, Гибкость, при которой критическое напряжение в поперечном сечении винта равно пределу текучести. Для этой группы винтов критическое напряжение определяют по формуле Ясинского 3-я группа. Винты малой гибкости. Нет надобности в расчете на устойчивость.

Слайд 17

Проверочный расчет винта на прочность При вращении винт сжимается и скручивается. Если число циклов нагружения винта меньше 10 3 ( N < 10 3 ), то стержень винта проверяют на прочность по эквивалентному напряжению по гипотезе формоизменения: где - сжимающее нормальное напряжение, действующее на винт ( d 1 внутренний диаметр резьбы винта) τ - касательное напряжение, действующее на винт ( М – крутящий момент на винте, W 𝜌 = 0,2 – полярный момент сопротивления сечения винта); [σ ] р – допускаемое напряжение, которое во избежание местных пластических деформаций принимают [ σ ] р ≤ σ Т /3. Если число циклов нагружения передачи больше 10 3 (для механизмов летательных аппаратов N = 10 4 …10 5 ), то расчет на прочность стержня винта ведут с учетом усталостного разрушения: где [ n ] –допускаемый коэффициент запаса прочности. Для ходовых винтов летательных аппаратов [ n ] = 1,3…1,5.

Слайд 18

КПД передачи «винт-гайка скольжения» В передаче винт-гайка скольжения потери возникают в резьбе и в опорах. Потери в резьбе составляют главную часть. Они зависят от профиля резьбы, ее заходностн , материала винтовой пары, точности изготовления, шероховатости контактирующих поверхностей и вида смазочного материала: где η оп –коэффициент, учитывающий потери в опорах. Этот коэффициент зависит от конструкции винтового механизма. Так, для ходовых винтов станков (опоры — подшипники качения) = 0,98.

Слайд 1

МУФТЫ

Слайд 2

Муфты Муфты предназначены соединять отдельные валы, расположенные на одной оси, и передавать им крутящий момент.

Слайд 3

Муфта продольно-свертная Втулочно - пальцевая муфта Муфта крестово-шарнирная Применяется в тех случаях, когда оси соединяемых валов расположены под углом 40-60 о Муфта кулачково - дисковая 1,2-полумуфты 3-диск промежуточный При передаче движения между несоосными валами кулачки диска скользят в пазах полумуфт. Втулочная муфта Муфта упругая компенсирующая со змеевидной пружиной (2), которая смягчает толчки и удары.

Слайд 4

Глухие муфты Втулочная муфта Муфта продольно-свертная Муфта поперечно-свертная

Слайд 5

Упругие муфты не только компенсируют несоосность валов , но и смягчают толчки и удары за счет упругих элементов Муфта упругая компенсирующая со змеевидными пружинами Ленточная змеевидная пружина(2) смягчает толчки и удары. Втулочно - пальцевая муфта

Слайд 6

Компенсирующие муфты Муфта крестово-шарнирная Муфта кулачково - дисковая При передаче движения между несоосными валами кулачки диска скользят в пазах полумуфт 1,2-полумуфты 3-диск промежуточный Применяется в тех случаях, когда оси соединяемых валов расположены под углом 40-60 о

Слайд 7

Управляемые муфты- применяют в тех случаях, когда нужно осуществлять частые пуски и остановки

Слайд 8

Механические управляемые муфты Кулачковая муфта Фрикционная муфта Фрикционные муфты служат для плавного сцепления валов под нагрузкой на ходу при любых скоростях Электрические, пневматические, гидравлические управляемые муфты - это те же фрикционные муфты, но управляемые не механически(через рычаги), а с помощью электрической энергии, гидравлики, пневматики.

Слайд 9

Муфта с разрушающимся элементом

Слайд 10

. ОБГОННЫЕ МУФТЫ передают момент в одном направлении и допускают свободное относительное вращение в противоположном

Слайд 11

Центробежные муфты служат для автоматического соединения (или разъединения) валов при достижении ведущим валом заданной частоты вращения .

Слайд 12

ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ выполняют функцию предохранительного звена при перегрузке машины или ее отдельных механизмов. Муфта с разрушающимся элементом Муфта пружинно-шариковая

Слайд 13

Спасибо за внимание!

Слайд 1

ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП) Вопросы, изложенные в лекции: 1. Определение, классификация ЧП. 2. Геометрия, кинематика и динамика ЧП. 3. Материалы и изготовление ЧП. Учебная литература: 1. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для вузов. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с. 2. Куклин Н.Г. и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. – 5-е изд., перераб. и допол. – М.: Илекса, 1999.- 392 с. 6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

Слайд 2

Определение и классификация ЧП. Червячная передача – это передача, два подвижных звена которой, червяк и червячное колесо, образуют совместно высшую зубчато-винтовую кинематическую пару, а с третьим, неподвижным звеном, низшие вращательные кинематические пары. Рис. 6.1. Червячная передача : 1 – червяк; 2 – червячное колесо. По определению, червячная передача обладает свойствами как зубчатой (червячное колесо на своем ободе несет зубчатый венец), так и винтовой (червяк имеет форму винта) передачи. Червячная передача, как и винтовая, характеризуется относительно высокими скоростями скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса.

Слайд 3

Достоинства червячных передач: 1) компактность и относительно небольшая масса конструкции; 2) возможность получения больших передаточных чисел в одной ступени (стандартные передачи – u  80 , специальные  u  300 ); 3) высокая плавность и кинематическая точность; 4) низкий уровень шума и вибраций; 5) самоторможение при передаче движения в обратном направлении - невозможность передачи движения от червячного колеса к червяку. Недостатки червячных передач: 1) низкий КПД и высокое тепловыделение; 2) повышенный износ и уменьшенный срок службы; 3) склонность к заеданию, что вызывает необходимость применения специальных антифрикционных материалов для зубчатого венца червячного колеса и специальных видов смазки с антизадирными присадками. Классификация червячных передач : 1. по направлению линии витка червяка – 1.1. правые (при наблюдении с торца червяка и его вращении по часовой стрелке червяк вкручивается в пространство - уходит от наблюдателя); 1.2. левые (при наблюдении с торца червяка и его вращении по часовой стрелке червяк выкручивается из пространства - идёт на наблюдателя); 2. по числу заходов червяка – 2.1. с однозаходным червяком, имеющим один гребень, расположенный по винтовой линии, наложенной на делительный цилиндр червяка;

Слайд 4

2.2. с двух-, трёх-, четырёх-, многозаходным червяком, имеющим соответственно 2, 3, 4 или более одинаковых гребней расположенных по винтовой линии, наложенной на делительный цилиндр червяка; 3. по форме делительной поверхности червяка – 3.1. с цилиндрическим червяком (образующая делительной поверхности – прямая линия); 3.2. с глобоидным червяком (образующая делительной поверхности – дуга окружности, совпадающая с окружностью делительной поверхности червячного колеса); 4. по положению червяка относительно червячного колеса – 4.1.с нижним расположением червяка; 4.2. с верхним расположением червяка; 4.3. с боковым расположением червяка; 5. по пространственному положению вала червячного колеса – 5.1.с горизонтальным валом червячного колеса; 5.2.с вертикальным валом червячного колеса; 6. по форме боковой (рабочей) поверхности витка червяка (рис. 6.2) – 6.1. с архимедовым червяком (обозначается ZA ), боковая поверхность его витков очерчена прямой линией в продольном сечении; 6.2. с конволютным червяком (обозначается ZN ), боковая поверхность его витков очерчена прямой линией в нормальном к направлению витков сечении; 6.3. с эвольвентным червяком (обозначается ZI), боковая поверхность его витков в продольном сечении очерчена эвольвентой.

Слайд 5

Рис. 6.2. Установка резца при нарезании архимедовых (1), конволютных (2) и эвольвентных (3) червяков. Эвольвентный червяк эквивалентен цилиндрическому эвольвентному косозубому колесу с числом зубьев, равным числу заходов червяка. Форма боковой поверхности червяка мало влияет на работоспособность червячной передачи и, в основном, связана с выбранной технологией изготовления червяка (рис. 6.2).

Слайд 6

Геометрия, кинематика и динамика ЧП. Геометрию, кинематику и динамику червячной передачи рассмотрим на примере передачи с архимедовым червяком. Геометрические характеристики червячной передачи связаны между собой соотношениями, аналогичными соотношениям зубчатых передач. Основным стандартизованным параметром червячной передачи является модуль m (измеряется в мм), осевой для червяка и окружной (торцовый) для червячного колеса. Поскольку делительный диаметр червяка невозможно связать с числом его заходов z 1 , для определения делительного диаметра червяка вводится специальный коэффициент диаметра червяка q , показывающий число модулей, укладывающихся в делительный диаметр. Рис. 6.3. Размеры цилиндрического червяка

Слайд 7

Рис. 6.4. Параметры венца червячного колеса Свои особенности имеет и геометрия венца червячного колеса. В виду того, что образующая делительной поверхности венца червячного колеса (рис. 6.4) имеет дугообразную форму и, следовательно, в разных точках разное удаление от оси вращения колеса, все основные размерные показатели (делительный диаметр, высота зуба и др.) измеряются в серединной плоскости, проходящей через геометрическую ось червяка. Модуль с делительными диаметрами червяка (рис. 6.3) и червячного колеса (рис. 6.4) связан соотношениями . (6.1) Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней нарезки червяка, называют расчетным шагом нарезки червяка . Расчетный шаг нарезки червяка связан с модулем червячного зацепления соотношением, аналогичным таковому для зубчатого зацепления: . (6.2)

Слайд 8

Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней, принадлежащих общей винтовой линии нарезки червяка, называют ходом витка червяка . Из определения следует, что расчетный шаг p и ход витка p z связаны соотношением . (6.3) Высота головок витков червяка и зубьев червячного колеса также как и в зубчатом зацеплении равна модулю зацепления ( h a 1 = h a 2 = m ), а высота их ножек с целью исключения возможности утыкания головки зуба в дно впадины, как и в конических передачах, на 20% больше модуля зацепления ( h f 1 = h f 2 = 1,2 m ). Тогда диаметр вершин витков (внешний диаметр) червяка d a 1 (рис. 6.3) и диаметр вершин зубьев червячного колеса d a 2 (рис. 6.4) могут быть найдены по выражениям ; (6.4) а диаметр впадин витков (внутренний диаметр) червяка d f 1 (рис. 6.3) и диаметр впадин зубьев червячного колеса d f 2 (рис. 6.4)  по выражениям . (6.5) Измеренный в плоскости осевого сечения угол  между касательной к боковой поверхности витков червяка и нормалью к оси его вращения для архимедовых червяков является величиной постоянной, стандартизован и равен 20  (угол заострения витка составляет 40  ).

Слайд 9

Для доведения межосевого расстояния передачи до стандартного значения используется смещение инструмента при изготовлении зубчатого венца червячного колеса. Положительным считается смещение инструмента в направлении от оси вращения колеса (положительное смещение увеличивает a W , отрицательное  уменьшает) Отношение величины смещения инструмента к модулю нарезаемого колеса называют коэффициентом смещения (обозначается буквой x ). По условию неподрезания и незаострения зубьев коэффициент смещения выбирается в пределах -1  x  +1 . Длина нарезанной части червяка b 1 зависит от числа его заходов и величины смещения и для x  0 выбирается по эмпирической формуле ; (6.6) с округлением до ближайшего большего значения по ряду стандартных линейных размеров. При положительном смещении ( x  0 ) длину нарезанной части червяка следует уменьшить . (6.7)

Слайд 10

Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина тангенса угла подъёма  винтовой линии нарезки червяка (6.8) Максимальный диаметр d aM 2 червячного колеса устанавливается в некоторой степени произвольно. Увеличение этого диаметра способствует увеличению площади контактной поверхности зубьев колеса и снижению контактных напряжений на этой поверхности, возникающих в процессе работы передачи. Чрезмерное его возрастание приводит к заострению периферийных участков зуба и исключению их из передачи рабочих нагрузок из-за повышенной гибкости. Поэтому максимальный диаметр зубьев червячного колеса d aM 2 имеет ограничение сверху по соотношению . (6.9)

Слайд 11

Ширину зубчатого венца червячного колеса b 2 выбирают по стандартному ряду размеров. При этом размер b 2 должен удовлетворять соотношению при числе витков червяка z 1 = 1 и z 1 = 2 ; (6.10) а при числе витков червяка z 1 = 4 . (6.11) Условный угол охвата витков червяка зубьями червячного колеса 2  (рис. 6.4). определяют по точкам пересечения боковых (торцовых) поверхностей червячного колеса с условной окружностью, диаметр которой равен , следовательно . (6.12) Межосевое расстояние для несмещенной червячной передачи составляет . (6.13) Для передачи, червячное колесо которой нарезалось со смещением инструмента, межосевое расстояние составит . (6.14)

Слайд 12

В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости витков червяка v 1 и зубьев червячного колеса v 2 (рис. 6.5) различны как по величине, так и по направлению. Витки червяка при его вращении получают скорость v 1 , направленную по касательной к его начальной окружности, а зубья червячного колеса движутся совместно с винтовой линией параллельно оси червяка со скоростью v 2 . За один оборот червяка червячное колесо повернется на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу заходов червяка. Эти простые наблюдения позволяют записать следующую зависимость для вычисления передаточного числа червячной передачи . (6.15) Геометрическая сумма скоростей v 1 и v 2 равна скорости относительного движения витков червяка по отношению к зубьям колеса. План скоростей, построенный для зацепления, позволяет записать следующие зависимости Рис. 6.5. Схема скоростей в червячной передаче . (6.16) Таким образом, скорость скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса является наибольшей по сравнению с тангенциальными скоростями движения витков червяка и зубьев червячного колеса.

Слайд 13

Коэффициент полезного действия  з червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой кинематической пары: при ведущем червяке ; (6.17) а при ведущем червячном колесе ; (6.18) где - угол трения в червячной кинематической паре, а f коэффициент трения для материалов витков червяка и зубьев червячного колеса. При     зо = 0 передача движения от червячного колеса к червяку становится невозможной – происходит самоторможение. Свойство самоторможения обратного движения широко используется в лебёдках и грузоподъёмных механизмах. Однако необходимо отметить, что у таких самотормозящихся механизмов и в прямом направлении передачи движения КПД невелик.

Слайд 14

В червячной передаче сила F n , действующая со стороны червяка, воспринимается, как правило, не одним, а несколькими зубьями колеса. Однако, также как и в зубчатых передачах, при выполнении расчетов эту силу принято располагать в полюсе зацепления (рис. 6.6, а). Эту силу не трудно разложить по правилу параллелограмма на три взаимно перпендикулярных составляющих F t 1 , F r 1 и F a 1 . Далее, согласно третьему закону Ньютона устанавливаем, что (рис. 6.6, б) F t 2 = F a 1 , F a 2 = F t 1 и F r 2 = F r 1 . Рис. 6.6. Силы в червячной передаче Тангенциальные силы на червяке и червячном колесе наиболее удобно вычислить через вращающие моменты на соответствующих валах, тогда (6.19) И . (6.20) Радиальные силы на червяке и колесе . (6.21)

Слайд 15

Материалы и изготовление ЧП. Витки червяка и зубчатый венец червячного колеса должны иметь достаточную прочность и составлять антифрикционную пару , обладающую высокой износостойкостью и сопротивляемостью заеданию в условиях больших скоростей скольжения при значительных нормальных силах между контактирующими поверхностями. Для изготовления червяков применяют стали: 1. Качественные среднеуглеродистые марок 40, 45, 50. Из них изготавливают малоответственные червяки. Заготовку перед механической обработкой подвергают улучшающей термической обработке ( HRC э  36). Червяк точат на токарном станке с последующей ручной или механической шлифовкой и полировкой рабочих поверхностей витков. 2. Среднеуглеродистые легированные марок 40Х, 45Х, 40ХН, 40ХНМА, 35ХГСА для изготовления червяков ответственных передач. После предварительной обработки на токарном станке деталь подвергают улучшающей термообработке ( HRC э  45). После термообработки рабочие поверхности витков шлифуют на специальных червячно-шлифовальных станках или непосредственно на токарном станке. 3. Мало- и среднеуглеродистые легированные стали марок 20Х, 12ХН3А, 25ХГТ, 38ХМЮА для червяков высоко­нагруженных передач, работающих в реверсивном режиме. Деталь, изготовленная с минимальным припуском под окончательную обработку, подвергается поверхностной химико-термической обработке (цементация, азотирование и т.п.), после чего закаливается до высокой поверхностной твердости ( HRC э 55…65). Рабочая поверхность витков червяка шлифуется и полируется (иногда шевингуется).

Слайд 16

Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы. Чугунный венец применяется в низкоскоростных открытых и закрытых передачах ( v s  2 м/с ) (серые чугуны СЧ15, СЧ20; ковкие чугуны КЧ15, КЧ20) и может отливаться за одно целое с ободом червячного колеса при отливке последнего. Для средних скоростей скольжения ( 2 < v s  5 м/с ) зубчатые венцы червячных колес изготавливают из безоловянистых железоалюминиевых литейных бронз (Бр А9Ж3Л, Бр А10Ж4Н4Л) и латуни. Эти бронзы при высокой механической прочности обладают пониженными антизадирными свойствами, и их применяют в паре с червяками, имеющими шлифованную и полированную рабочую поверхность витков высокой твердости ( HRC э  45). Для передач с высокой скоростью скольжения (5 < v s  25 м/с) венцы червячных колёс изготавливают из оловянистых бронз (Бр О10Ф1, Бр О10Н1Ф1), обладающих в сравнении с безоловянистыми пониженной прочностью, но лучшими антизадирными свойствами. Заготовки для бронзовых венцов червячных колёс отливают в землю, в кокиль (металлическую форму) или центробежным литьём. Отливки, полученные центробежным литьём, имеют наилучшие прочностные характеристики. Заготовка для нарезания зубчатого венца может быть отлита непосредственно на ободе червячного колеса, либо в виде отдельной детали, тогда венец выполняется насадным с закреплением его как от возможности проворота, так и от продольного смещения.

Слайд 17

В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике червячных передач, названы основные материалы, используемые для изготовления червяков и зубчатых венцов червячных колес, а также некоторые технологические сведения. Вопросы, связанные с проектным и проверочным расчетом червячных передач рассмотрим в следующей лекции.

Слайд 18

Л екци я окончена . Спасибо за внимание

Слайд 1

Разъемные соединения деталей

Слайд 2

Разъемные соединения позволяют многократно выполнять его разборку и последующую сборку, при этом целостность деталей не нарушается.

Слайд 3

Разъемные соединения Резьбовые соединения Соединения клином Соединение с применением штифтов Шпоночное соединение Зубчатое соединение

Слайд 4

Резьбовое соединение

Слайд 5

Соединение клином

Слайд 6

Шпоночное соединение

Слайд 7

Болтовое соединение Болтовое соединение применяется для скрепления двух и более деталей.

Слайд 8

Изображение резьбового соединения На продольных разрезах показана только та часть внутренней резьбы, которая не закрыта завернутой в нее деталью, конец ввернутой детали выполняется сплошной основной толстой линией.

Слайд 9

На поперечных разрезах, если секущая плоскость рассекает обе соединяемые детали, штриховка завернутой детали выполняется до наружной окружности резьбы.

Слайд 10

Вычерчивание болтового соединения выполняется по следующим условным соотношениям в зависимости от наружного диаметра болта: d .

Слайд 11

Диаметр стержня болта d ; Диаметр гайки и головки болта D=2d ; Высота головки болта h=0 ,7 d ; Высота гайки H=0 ,8 d ; Размер под ключ S =1,75 d ; Наружный диаметр шайбы D ш=2,2 d ; Высота шайбы S ш=0,15 d ; Внутренний диаметр резьбы d1=0 , 85 d ; Длина резьбы на конце болта L о=2 d+6 мм; Конец стержня болта, выступающего за гайку К=0,35 d ; Диаметр отверстия под болт в соединяемых деталях А=1,1 d ; Радиус дуги фаски на главном виде R=1 ,5 d ;

Слайд 12

Длину болта подсчитываем по формуле: L = n + m + S ш + H + K ; Болт, как сплошное тело, показывают не рассеченным. Гайку и шайбу в болтовом соединении показывают также без разреза.

Слайд 13

упрощенное и условное изображение резьбовых соединений ГОСТ 2.315-68 Упрощенные изображения на сборочных чертежах возможны, потому что для выполнения сборочных операций не нужны мелкие конструктивные подробности крепежных изделий, так как они поступают на сборку в готовом виде.

Слайд 14

1 . резьба показывается по всей длине крепежной резьбовой детали. 2 . фаски закругления, а также зазоры между стержнем детали и отверстием не изображаются. При упрощенных изображениях

Слайд 15

3. На видах сверху резьба на стержне изображается одной окружностью, соответствующей наружному диаметру резьбы. 4.На этих же видах не изображается шайба, применяемая в соединении.

Слайд 16

Условные изображения Условные изображения резьбовых соединений применяются в тех случаях, когда на чертеже диаметры стержней крепежных деталей равны или меньше 2 мм.

Слайд 17

Неразъёмные соединения Вопросы, изложенные в лекции: 1. Соединения, классификация. 2. Заклёпочные соединения. 3. Сварные соединения. 4. Паяные и клеевые соединения.

Слайд 18

Определения: С оединения  н еподвижные связи между элементами машин. Соединение деталей – конструктивное обеспечение их контакта с целью кинематического и силового взаимодействия, либо для образования из них частей (деталей, сборочных единиц) механизмов, машин и приборов.

Слайд 19

Классификация соединений : по возможности разборки без разрушения соединяемых деталей – разъёмные и неразъёмные соединения; по возможности относительного взаимного перемещения соединяемых деталей – подвижные и неподвижные соединения; по форме сопрягаемых (контактных) поверхностей – плоское, цилиндрическое, коническое, сферическое, винтовое, профильное соединения; по технологическому методу образования – сварное, паяное, клеёное (клеевое), клёпаное, прессовое, резьбовое, шпоночное, шлицевое, штифтовое, клиновое, профильное соединения.

Слайд 20

Заклёпочные соединения. Определение : Заклёпочное (клёпаное) соединение - неразъёмное неподвижное соединение, образованное с применением специальных закладных деталей заклёпок , выполненных из высокопластичного материала .

Слайд 21

Рис. 12.1. Заклёпочное соединение: а – в процессе сборки; б – в собранном виде 1, 2 – соединяемые детали; 3 – заклёпка; 4 – тело заклёпки; 5 – закладная головка; 6 -- замыкающая головка.

Слайд 22

Определение: З аклёпочны й шов  р яд заклёпок, соединяющих кромки двух или нескольких деталей .

Слайд 23

1) по функциональному назначению – прочные , предназначенные только для передачи нагрузки; плотные , обеспечивающие герметичное разделение сред, и прочно-плотные , способные выполнять обе названные функции; 2) по конструктивным признакам шва – нахлёсточное соединение (рис. 12.2, а); стыковое соединение, которое в свою очередь может быть выполнено с одной (рис. 12.2, б) либо с двумя (рис. 12.2, в) накладками; 3) по числу поверхностей среза, приходящихся на одну заклёпку , под действием рабочей нагрузки – односрезные ; двухсрезные ; и т.д.; многосрезные; 4) по количеству заклёпочных рядов в шве – однорядные ; двухрядные ; и т.д.; многорядные. Классификация заклёпочных соединений :

Слайд 24

Рис. 12.2. Основные типы заклёпочных швов: а – нахлёсточный; б – стыковой с одной накладкой; в – стыковой с двумя накладками.

Слайд 25

Рис. 12.3. Некоторые виды заклёпок : а) со сферической головкой; б) с потайной головкой; в) с полупотайной головкой; г) полупустотелая с цилиндрической головкой; д) пустотелая (пистон) ‏ Рис. 12.4. Параметры заклёпочного соединения

Слайд 26

Материалы для изготовления заклёпок Требования к материалу заклёпки: 1) высокая пластичность и незакаливаемость при нагревании; 2) температурный коэффициент расширения, близкий таковому соединяемых деталей; 3) отсутствие гальванической пары с материалом соединяемых деталей. Материалы: 1) стали малоуглеродистые – Ст0; сталь 10; сталь 20; сталь 10ГС и др.; 2) медь и её сплавы – медь 0; латуни (Л62 и др.): 3) алюминий и его сплавы (АД1, Д18П,ВАД23 и др.); 4) термопластичные пластмассы (полиамиды, этиленпласты и др.)

Слайд 27

Рис. 12.5. Напряжения в заклёпочном шве 4 вида возможных разрушений заклёпочного шва: срез заклёпки; смятие заклёпки или соединяемых деталей; срез соединяемых деталей; обрыв соединяемых деталей по сечению, ослабленному отверстиями для установки заклепок;

Слайд 28

Сварные соединения Определение: Сварные соединения – неразъёмные соединения, образованные посредством установления межатомных связей между деталями при расплавлени и соединяемых кромок, пластическо м их деформировани и или при совместном действии того и другого .

Слайд 29

Достоинства и недостатки сварных соединений Достоинства : 1) высокая технологичность сварки, обусловливающая низкую стоимость сварного соединения; 2) снижение массы сварных деталей по сравнению с литыми и клёпаными на 25…30%; 3) возможность получения сварного шва, равнопрочного основному металлу (при правильном конструировании и изготовлении); 4) возможность получения деталей сложной формы из простых заготовок; 5) возможность получения герметичных соединений; 6) высокая ремонтопригодность сварных изделий.

Слайд 30

Недостатки : 1) коробление (самопроизвольная деформация) изделий в процессе сварки и при старении; 2) возможность создания в процессе сварки сильных концентраторов напряжений; 3) сложность контроля качества сварных соединений без их разрушения; 4) сложность обеспечения высокой надежности при действии ударных и циклических, в том числе и вибрационных, нагрузок.

Слайд 31

Некоторые разновидности технологических процессов получения сварных соединений По наличию источника тепла: холодная сварка , сварка с нагреванием ; по применяемому источнику тепла: газовая , электродуговая , электрошлаковая , контактная , электроннолучевая, лазернолучевая и др.; по наличию жидкого металла при образовании соединения: сварка без расплавления – кузне ч ная, контактная, прессовая, диффузионная и т.п., сварка плавлением – электродуговая, электрошлаковая, газовая и ряд других;

Слайд 32

Электродуговая сварка плавлением находит самое широкое применение в промышленности, строительстве и других областях производства, как с применением неплавящихся (уголь, вольфрам) электродов, так и плавящихся. Электродуговую сварку неплавящимся электродом изобрел в конце XIX века (сварка угольным электродом предложена в 1882 г., патент в 1885 г.) Николай Николаевич Бенардос (1842  1905), а в 1888 усовершенствовал этот метод, применив плавящийся металлический электрод, Николай Гаврилович Славянов (1854  1897). В настоящее время многие элементы сварного соединения, полученного электродуговой сваркой стандартизованы.

Слайд 33

Определения: Металл, затвердевший после расплавления и соединяющий сваренные детали соединения, называют сварочным швом. Формирование сварочного шва сопровождается частичным оплавлением поверхностей деталей, участвующих в образовании сварного соединения. Поверхности свариваемых деталей, подвергающиеся частичному оплавлению при формировании сварочного шва и участвующие в образовании соединения, называются свариваемыми кромками .

Слайд 34

Рис. 12.6. Конструктивные типы сварных соединений: а) стыковое; б) угловое; в) тавровое; г) нахлёсточное; д) торцовое

Слайд 35

Рис. 12.7. Поперечное сечение сварочных швов : I  стыковых II  угловых

Слайд 36

Рис. 12.8. Расположение сварочных швов по отношению к действующей нагрузке: а) лобовой; б) фланговый; в) косой; г) комбинированный .

Слайд 37

Напряжения растяжения в стыковом шве вычисляют так же, как и для основного металла: где F – усилие, воспринимаемое сварочным швом; l –длина шва; s – толщина меньшего из свариваемых листов;  допускаемые напряжения растяжения для металла шва; - допускаемые напряжения для свариваемого металла).

Слайд 38

Угловые швы обычно рассчитываются на срез по опасному (наименьшему) сечению (сечение I-I на рис. 12.7, IIа). В этом случае касательные напряжения где k – катет шва,  допускаемые касательные напряжения для металла шва .

Слайд 39

Паяные и клеевые соединения. Определение: Паяные соединения - соединения, образованные за счет химического или физического (адгезия, растворение, образование эвтектик) взаимодействия расплавляемого материала - припоя с соединяемыми кромками деталей . Отличием пайки является отсутствие оплавления соединяемых поверхностей . Рис. 12.9. Некоторые типы паяных соединений: а)  встык; б)  встык с накладкой; в)  в косой стык; г)  внахлёстку; д)  втавр; е)  телескопическое; ж)  сотовая конструкция.

Слайд 40

Достоинства и недостатки паяных соединений Достоинства паяных соединений: 1) возможность соединения разнородных материалов; 2) возможность соединения тонкостенных деталей; 3) возможность получения соединения в труднодоступных местах; 4) коррозионная стойкость; 5) малая концентрация напряжений вследствие пластичности припоя; 6) герметичность паяного шва. Недостатки паяных соединений: 1) пониженная прочность шва в сравнении с основным металлом; 2) требования высокой точности обработки поверхностей, сборки и фиксации деталей под пайку.

Слайд 41

Флюсы при пайке предназначены для защиты металла от окисления и удаления окисной пленки. Флюсы бывают твердые , жидкие и газообразные . Наиболее известные из них: для мягких припоев - канифоль, нашатырь (хлористый аммоний), раствор хлористого цинка; для твердых припоев - бура (натрий борнокислый), борная кислота, хлористые и фтористые соли металлов.

Слайд 42

Клеевые соединения Определение Клеевые соединения  соединения, образованные под действием адгезионных сил, возникающих при затвердевании или полимеризации клеевого слоя, наносимого на соединяемые поверхности . К леи не являются металлами . Конструкционные клеи, склейка которыми способна выдерживать после затвердевания клея нагрузку на отрыв и сдвиг (клеи БФ, эпоксидные, циакрин и др.). Неконструкционные клеи  соединения с применением которых не способны длительное время выдерживать нагрузки (клей 88Н, иногда резиновый и др.). Большинство клеев требует выдержки клеевого соединения под нагрузкой до образования схватывания и последующей досушки в свободном состоянии. Некоторые клеи требуют нагрева для выпаривания растворителя и последующей полимеризации. Клеевые соединения часто применяют в качестве контровочных для резьбовых соединений. Как правило, клеевые соединения лучше работают на сдвиг, чем на отрыв. Расчет паянных и клеевых соединений ведется на сдвиг или на отрыв - в зависимости от их конструкции.

Слайд 43

Успехов в учебе! Спасибо за внимание !

Слайд 1

редукторы

Слайд 2

Редуктором называют агрегат, содержащий передачи зацеплением и предназначенный для повышения вращающего момента и уменьшения угловой скорости двигателя. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валы. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а также защиту от попадания в нее пыли и грязи. Во всех ответственных установках вместо передач назначают редукторы. Редукторы имеют исключительно широкое применение. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Слайд 3

Редуктор общемашиностроительного применения — редуктор, выпол ненный в виде самостоятельного агрегата, предназначенный для привода различных машин и механизмов и удовлетворяющий комплексу техни ческих требований . Редукторы общемашиностроительного применения, несмотря на к онструктивные различия, близки по основным технико-экономическим характеристикам: невысокие окружные скорости, средние требования к надёжности, точности и металлоемкости при повышенных требованиях по трудоемкости изготовления и себестоимости. Это их отличает от специаль ных редукторов (авиационных, судовых, автомобильных и др.) , выполненных с учетом специфических требований, характ ерных для отдельных отраслей сельского хозяйства.

Слайд 4

Устройство Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или свар­ного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных слу­чаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора ).

Слайд 5

Внешние характеристики редукторов каждого типа определяются следующим : кинематической схемой редуктора, передаточным числом u (частотой вращения выходного вала), вращающим моментом на выходном валу, допускаемой консольной нагрузкой на выходном валу, силовой характеристикой редуктора, коэффициентом полезного действия (КПД).

Слайд 6

классификация от вида применяемых передач зубчатые , червячные или зубчато -червячные; от числа ступеней одноступенчатые , двухступенчатые и т. д .; от взаимного расположения геометрических осей входного и выходного валов в пространстве горизонтальное и вертикальное;

Слайд 7

по типу зубчатых колес цилиндрические, конические, коническо -цилиндрические и т. д.; от способа крепления редуктора на приставных лапах или на плите, фланец со стороны входного/выходного вала насадкой; от расположения оси выходного вала относительно плоскости основания и оси входного вала (боковое, нижнее, верхнее) и числа входных и выходных концов валов . по особенностям кинематической схемы разверну­тая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д..

Слайд 8

Самый простой зубчатый редуктор – одноступенчатый ( цилиндрический). Используется при малых передаточных числах i ≤ 8 … 10, обычно i ≤ 6,3. Двухступенчатый цилиндрический зубчатый редуктор является наиболее распространенным (их потребность оценивается в 65%). Для них наиболее характерны числа i = 8-40. Трехступенчатые редукторы применяются при больших передаточных числах. Однако имеется тенденция замены их более компактными планетарными редукторами. Конические зубчатые редукторы применяются в том случае, когда быстроходный тихоходный валы должны быть взаимно перпендикулярны. Обычно передаточное число таких редукторов невелико i ≤ 6,3. При i > 12,5 применяют коническо -цилиндрические редукторы.

Слайд 9

Соосные редукторы применяют с целью уменьшения длины корпуса или других конструктивных особенностей привода. Мотор-редукторы представляют собой компактные агрегаты, в которых редуктор и мотор монтируются в одном корпусе. В большинстве случаев мотор-редукторы имеют зубчатые передачи. Они более экономичны, чем тихоходные электродвигатели, имеют более высокий КПД. Но из-за сложности конструкции мотор-редукторы применяются редко. Одноступенчатые червячные редукторы наиболее распространены. Диапазон передаточных чисел: U = 8-63. При больших значениях " U " применяют двухступенчатые червячные редукторы или комбинированные зубчато -червячные.

Слайд 10

обозначение Для обозначения передач в редукторе используют заглавные буквы русского алфавита по простому правилу : Ц – цилиндрическая, П – планетарная, К - коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, В – волновая. Количество одинаковых передач обозначается цифрой. Оси валов, расположенные в горизонтальной плоскости, не имеют обозначения. Если все валы расположены в одной вертикальной плоскости, то к обозначению типа добавляется индекс В. Если ось быстроходного вала вертикальна, то добавляется индекс Б, а к тихоходному соответственно – Т. Мотор – редукторы обозначаются добавлением спереди буквы М. Например, МЦ2СВ означает мотор – редуктор с двухступенчатой соосной цилиндрической передачей, где горизонтальные оси вращения валов расположены в одной вертикальной плоскости, здесь В не индекс, поэтому пишется рядом с заглавной буквой. Обозначение типоразмера редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрической, червячной глобоидной передачи главным параметром является межосевое расстояние; планетарной – радиус водила, конической – диаметр основания делительного конуса колеса, волновой – внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии. Под исполнением принимают передаточное число редуктора, вариант сборки и формы концов валов. Пример условного обозначения одноступенчатого цилиндрического редуктора с межосевым расстоянием 160 мм и передаточным числом 4: редуктор Ц-160-4.

Слайд 11

Основные детали и показатели качества Для удобства сборки корпус редуктора выполняется составным – основание и крышка. Основание с помощью лап или пояса крепится к фундаменту или раме. Для точной установки крышки на основание корпуса пользуются коническими штифтами. Корпус редуктора должен быть прочным и жестким, т.к. его деформации могут вызвать перекос валов и неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев. Для повышения жесткости корпуса его уси ливают наружными или внутренними ребрами. Корпусы редукторов обычно выполняют литыми из серого чугуна (СЧ 15-32/ СЧ 18-36) средней прочности. Для передачи больших мощностей или ударных нагрузок корпусы отливают из высокопрочного чугуна или стали. В индивидуальном и мелкосерийном производствах корпусы редукторов изготавливают сварными из листовой стали.

Слайд 12

Валы , как правило, подвергают улучшению до твердости НВ 270 – 300. Валы d ≤ 80 мм допускается изготавливать из стали 45; диаметром d = 80-125 – из стали 40 X ; а валы d = 125 – 200 мм – из стали 40ХН; 35ХМ. Опоры валов редукторов выполняются в виде подшипников качения. Обычно в опорах устанавливается по одному подшипнику качения. При малых и средних нагрузках применяют шарикоподшипники, при средних и больших – роликоподшипники. Смазка зацепления при V ≤ 12,5 м/ c рекомендуется картерная (окунанием). Емкость масляной ванны назначают из расчета 0,35 – 0,7 литра на I кВт передаваемой мощности (большие значения – при большей вязкости масла и наоборот). Зубчатые колеса следует погружать в масло на глубину 3-4 модуля. Тихоходные колеса (2-й и 3-й ступени) при необходимости допустимо погружать на величину до 1/3 диаметра колеса. В редукторах с быстроходными передачами применяют струйную или циркуляционную смазку, осуществляемую под давлением. Смазка подшипников редуктора при V > 4 м/ c может осуществляться тем же маслом, что и зубчатых колес, путем разбрызгивания масла. При V <4 м/с предусматривается самостоятельная (консистентная) смазка. При больших скоростях и нагрузках на подшипники предусматривается смазка под давлением, осуществляемая от общей системы. Расчет зубчатого редуктора состоит из расчета его элементов – передач, валов, шпонок, подшипников. Для редукторов большой мощности производится тепловой расчет.

Слайд 1

ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 2. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 1. Общие сведения о передачах. 2. Ременные передачи. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 33-56. Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 87-100; 241-264. Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 64-87.

Слайд 2

Общие сведения о передачах Определени е : Передача  устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии от первой. В зависимости от вида передаваемой энергии передачи: механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п. Механическая передача  устройство (механизм, агрегат), предназначенное для передачи энергии механического движения, как правило, с преобразованием его кинематических и силовых параметров, а иногда и самого вида движения. Наибольшее распространение в технике получили механические передачи вращательного движения, которым в курсе деталей машин уделено основное внимание (далее под термином передача подразумевается, если это не оговорено особо, именно механическая передача вращательного движения).

Слайд 3

Классификация механических передач вращательного движения (2 слайда): 1. По способу передачи движения от входного вала к выходному: 1.1. Передачи зацеплением: 1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения  зубчатые, червячные, винтовые; 1.1.2. с гибкой связью  цепные, зубчато-ременные. 1.2. Фрикционные передачи: 1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные; 1.2.2. с гибкой связью - ременные. 2. По взаимному расположению валов в пространстве: 2.1. с параллельными осями валов  зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные; 2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые; 2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика. 3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплицирующие (повышающие).

Слайд 4

4. По характеру изменения передаточного отношения (числа) : передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным передаточным отношением, изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе. 5. По подвижности осей и валов : с неподвижными осями валов  рядовые передачи (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами). 6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые. 7. По конструктивному оформлению : закрытые и открытые (бескорпусные).

Слайд 5

Главные характеристики передач (2 слайда): 1) Мощности на входном и выходном валах - P вх P вых и вращающие моментыТ 1 и Т 2 2) Угловые скорости вращения  вх ,  вых или частоты вращения - n вх и n вых . Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью  (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом: и (2.1) Дополнительные характеристики: 1) Отношение мощности на выходном валу передачи P вых (полезной мощности) к мощности P вх , подведенной к входному валу (затраченной), называют коэффициентом полезного действия (КПД) : (2.2) Отношение потерянной в механизме (машине) мощности ( P вх - P вых ) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь: (2.3)

Слайд 6

Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице: (2.4) Для многоступенчатой передачи, включающей k последовательно соединенных ступеней, общий КПД равен произведению КПД отдельных ступеней: . (2.5) Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач . Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам. усилие, действующее по линии движения на поступательно движущейся детали F = P / v , где P  мощность, подведенная к этой детали, а v  ее скорость; 2) момент, действующий на каком-либо из валов передачи T = P /  , где P  мощность, подведенная к этому валу, а   скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения: . (2.6)

Слайд 7

3) Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала), лежащей на диаметре D этого элемента , будет равна : . (2.7) 4) При этом тангенциальную (окружную или касательную) силу можно вычислить по следующей формуле: . (2.8) 5) Передаточное отношение - это отношение скорости входного звена к скорости выходного звена, что для вращательного движения выразится следующим образом: , (2.9) где верхний знак (плюс) соответствует одинаковому направлению вращения входного и выходного звеньев (валов), а нижний - встречному.

Слайд 8

В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения. В таких расчетах используется передаточное число, которое представляет собой абсолютную величину передаточного отношения: . (2.10) В многоступенчатой передаче с последовательным расположением k ступеней (что чаще всего наблюдается в технике) передаточное число и передаточное отношение определяются следующими выражениями: . (2.11) Среди множества разнообразных передач вращательного движения достаточно простыми конструктивно (по устройству) являются передачи с гибкой связью, принцип работы которых строится на использовании сил трения или зубчатого зацепления  это ременные передачи.

Слайд 9

Определение : Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма. Ременные передачи. Рис. 2.1. Принципиальная схема ременной передачи и основные виды фрикционных ремней: а) плоский; б) клиновой; в) круглый; г) поликлиновой .

Слайд 10

Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках. Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

Слайд 11

Классификация ременных передач (2 слайда): 1. По форме поперечного сечения ремня: 1.1 плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 2.1.а); 1.2 клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б); 1.3 поликлиноременные (наружная поверхность ремня плоская, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, в поперечном сечении имющими форму трапеции, рис. 2.1.г); 1.4 круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис. 2.1.в); 1.5 зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов). 2. По взаимному расположению валов и ремня: 2.1 открытая передача – передача с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении (шкивы вращаются в одном направлении); 2.2 перекрестная передача – передача с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях (шкивы вращаются во встречных направлениях); 2.3 полуперекрестная передача – оси валов которой перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90  ).

Слайд 12

3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: 3.1 с одношкивными валами; 3.2 с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; 3.3 с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала). 4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная , трех -, четырех - и многовальная передача. 5. По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

Слайд 13

При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры d р1 и d р2 . Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня - 2  , а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива)  1 . Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит , (2.12) Геометрические соотношения в ременной передаче рассмотрим на примере открытой плоскоременной передачи (рис. 2.2). Межосевое расстояние a – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D 1 (он, как правило, является ведущим) и D 2 (ведомый шкив). Рис. 2.2. Геометрия открытой ременной передачи.

Слайд 14

а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах допустимым является приближение   sin  , то есть . (2.13) Используя это допущение, угол охвата ремнем малого шкива можно представить в следующем виде (2.14) в радианной мере, или (2.15) в градусах. Длину ремня при известных названных выше параметрах передачи можно подсчитать по формуле . (2.16) Однако, весьма часто ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца известной (стандартной) длины. В этом случае возникает необходимость уточнять межосевое расстояние по заданной длине ремня

Слайд 15

. (2.17) С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают для плоского ремня  , а для клинового – , где h p – высота поперечного сечения ремня (толщина ремня). В процессе работы передачи ремень обегает ведущий и ведомый шкивы. Долговечность ремня в заданных условиях его работы характеризует отношение V p / L p (в системе СИ его размерность– с -1 ), чем больше величина этого отношения, тем ниже при прочих равных условиях долговечность ремня. Обычно принимают для плоских ремней  V p / L p = (3…5) с -1 , для клиновых  V p / L p = (20…30) с -1 .

Слайд 16

Силовые соотношения в ременной передаче. В ременной передаче силы нормального давления между поверхностями трения можно создать только за счет предварительного натяжения ремня. При неработающей передаче силы натяжения обеих ветвей будут одинаковыми (обозначим их F 0 , как на рис 2.3,а). В процессе работы Рис. 2.3. Силы в ременной передаче. передачи за счет трения ведущего шкива о ремень набегающая на этот шкив ветвь ремня получает дополнительное натяжение (сила F 1 ), а, сбегающая с ведущего шкива, ветвь ремня несколько ослабляется (сила F 2 , рис. 2.3,б). Окружное усилие, передающее рабочую нагрузку F t = F 1 -F 2 , но, как для передачи вращения Ft = 2T 2 /D (см. (2.8)), а для поступательно движущихся ветвей ремня F t = P / V p , где P – мощность передачи, а V p  средняя скорость движения ремня. Суммарное натяжение ветвей ремня остается неизменным, как в работающей, так и в неработающей передаче, то есть F 1 +F 2 =2F 0 .

Слайд 17

Для ремня, охватывающего шкив, по формуле Эйлера F 1 =F 2  e f  , где e – основание натурального логарифма ( e  2,7183 ), f – коэффициент трения покоя (коэффициент сцепления) между материалами ремня и шкива,  – угол охвата ремнем шкива. Тогда , , (2.19) где индексы « 1 » указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи. Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (  ) . . (2.21) Оптимальная величина коэффициента тяги: . (2.22) Оптимальная величина коэффициента тяги зависит только лишь от конструктивных параметров передачи и качества фрикционной пары материалов ремня и шкива .

Слайд 18

Кинематика ременной передачи. Удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в зависимости от того, на какую его ветвь этот элемент в данный момент времени попадает (поскольку F 1 > F 2 ). Изменение длины этой элементарной части ремня может происходить только в процессе ее движения по шкивам. При этом, проходя по ведущему шкиву (при переходе с ведущей ветви на свободную), эта элементарная часть укорачивается, а при движении по ведомому шкиву (переходя со свободной ветви ремня на его ведущую ветвь) – удлиняется. Изменение длины части ремня, соприкасающейся с поверхностью шкива, возможно только с её частичным проскальзыванием. Следовательно: 1) работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна.; 2) скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно, различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов. Окружная скорость рабочей поверхности ведущего шкива больше окружной скорости на поверхности ведомого шкива ( V 1 > V 2 ). Отношение разности между окружными скоростями на рабочей поверхности ведущего и ведомого шкивов к скорости ведущего шкива называют коэффициентом скольжения передачи (  ) . , (2.23)

Слайд 19

где индекс « 1 » соответствует ведущему, а индекс « 2 »  ведомому шкивам. Передаточное число ременной передачи, представленное через ее конструктивные параметры: . (2.24) Тяговая способность и долговечность ремня являются основными критериями работоспособности ременной передачи. Её проектный расчет обычно выполняется по тяговой способности, а расчет долговечности при этом является проверочным. Рис. 2.4. Кривые скольжения и КПД. Поведение ременной передачи характеризует график рис. 2.4. На нем выявляются 3 зоны: 1 зона упругого скольжения ( 0     0 ;  меняется линейно ) ; 2 зона частичного буксования (  0  max ,  быстро нарастает ); 3 зона полного буксования (  max скольжение полное ).

Слайд 20

Напряжения в ремне. В ремне возникают напряжения от действия рабочей нагрузки, от изгиба вокруг шкива, от действия центробежных сил при обегании шкива. напряжения растяжения от рабочей нагрузки ; (2.25) напряжения изгиба ; (2.26) напряжения от действия центробежных сил ; (2.29) где   средняя плотность материала ремня, а V р – средняя скорость движения ремня, обегающего шкив. На внешней стороне ремня все три вида названных напряжений являются растягивающими и потому суммируются. Таким образом, максимальные растягивающие напряжения в ремне . (2.31)

Слайд 21

Особенности конструкции, работы и расчета клиноременных и поликлиноременных передач. Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение, а поликлиновые – выполненную в форме клина рабочую часть (рис. 2.5). Угол клина для обоих видов ремней одинаков и составляет 40  . На шкивах такой передачи выполняются канавки, соответствующие сечению рабочей части ремня и называемые ручьями. Профили ремней и ручьёв шкивов контактируют только по боковым (рабочим) поверхностям (рис. 2.6). Рис. 2.6. Расположение клинового ремня в ручье шкива. Рис. 2.5. сечения клинового ( а, б ) и поликлинового ( в ) ремней.

Слайд 22

Размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального сечения ( Z , A , B , C , D , E , E 0), у которых b 0 / h  1,6 , и 4 – узкого сечения ( YZ , YA , YB , YC ), у которых b 0 / h  1,25 . Ремни изготав­ливаются в виде замкнутого кольца, поэтому их длины тоже стандартизованы. Таким образом, ремень со шкивом образуют клиновую кинематическую пару, для которой приведенный коэффициент трения f * выражается зависимостью , (2.36) где f – коэффициент трения между контактирующими поверхностями ремня и шкива, а   угол между боковыми рабочими поверхностями ремня. При  = 40  получаем, что f * = 2,92 f , то есть при одном и том же диаметре ведущего шкива несущая способность клиноременной передачи будет примерно втрое выше в сравнении с плоскоременной. Проектный расчет клиноременных передач выполняется достаточно просто методом подбора, поскольку в стандартах указывается мощность, передаваемая одним ремнем при определенном расчетном диаметре меньшего шкива и известной средней скорости ремня или частоте вращения шкива.

Слайд 23

Лекция окончена. Спасибо за внимание!

Слайд 1

ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 3. Цепные передачи (ЦП) . Вопросы, изложенные в лекции: 1. Конструктивные особенности ЦП. 2. Кинематика ЦП. 3. Динамика и расчет ЦП. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 56 - 6 6. Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 87-100; 2 93 - 306 . Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 87 - 105 .

Слайд 2

Конструктивные особенности ЦП. Цепная передача – механизм для передачи вращательного движения между параллельными валами с помощью жестко закрепленных на них зуб­чатых колес – звездочек и охватывающей их многозвенной гибкой связи с жесткими звеньями, называемой цепью. Рис. 3.1. Цепная передача.

Слайд 3

ПРИМЕНЕНИЕ Цепные передачи применяются в машинах общепромышленного и военного назначения: в ДВС для привода кулачковых валов механизма газораспределения; для привода ведущих колес (велосипед, мотоцикл, автогрейдер, дополнительные колеса БРДМ); в приводе лебедки БТР-80; в автомате заряжания пушки БМП-3 и др. механизмах. Гусеничный движитель гусеничных машин также является цепной передачей специфического назначения, преобразующей вращательное движение ведущего колеса в поступательное движение самой машины.

Слайд 4

Достоинства цепных передач: 1. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 8 м). 2. Возможность передачи движения нескольким валам одной цепью. 3. Отсутствие проскальзывания, а следовательно, и стабильность передаточного отношения при уменьшенной нагрузке на валы и их опоры. 4. Относительно высокий КПД (0,96…0,98 при достаточной смазке). Недостатки цепных передач: 1. Повышенная шумность и виброактивность при работе вследствие пульсации скорости цепи и возникающих при этом динамических нагрузок. 2. Интенсивный износ шарниров цепи из-за ударного взаимодействия с впадиной звездочки, трения скольжения в самом шарнире и трудности смазки. 3. Вытягивание цепи (увеличение шага) вследствие износа шарниров и удлинения пластин. 4. Сравнительно высокая стоимость. 5. Значительный шум при работе

Слайд 5

КЛАССИФИКАЦИЯ ЦЕПЕЙ, ПР ИМЕНЯЕМЫХ В ПРОМЫШЛЕННОСТИ : Тяговые цепи для перемещения грузов по горизонтальной или наклонной поверхности; Грузовые цепи для подъема грузов; Приводные цепи для передачи движения, чаще вращательного, в цепных передачах. Приводная цепь – главный элемент цепной передачи – состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Основные типы стандартизованных приводных цепей: роликовые, втулочные, зубчатые

Слайд 6

Роликовая цепь (рис. 3.2) состоит из звеньев с наружными пластинами 1 , соединенных между собой двумя осями 2 , и звеньев с внутренними пластинами 3 , которые втулками 4 тоже соединены между собой. Втулки 4 надеты на оси 2 с возможностью вращения, образуя таким образом шарнир цепи. На каждой из втулок 4 сидит свободно вращающийся ролик 5 . Цепь обычно проектируется с четным числом звеньев, тогда замыкающим звеном, соединяющим концы цепи в замкнутое кольцо, является звено с наружными пластинами, оси которого могут выниматься и крепятся при сборке разрезной шайбой или шплинтом (рис. 3.2 б). При нечетном числе звеньев цепи для её замыкания применяется специальное звено с разными концевыми частями (рис. 3.2 в). Рис. 3.2. Конструкция роликовой цепи.

Слайд 7

Втулочная цепь отличается от роликовой только отсутствием роликов, что несколько снижает массу цепи и позволяет уменьшить шаг между шарнирами звеньев, однако способствует увеличению скорости износа шарниров цепи и снижает КПД цепной передачи. Пластины роликовых и втулочных цепей изготавливаются из углеродистых или углеродистых легированных сталей (стали 45, 50, 40Х, 40ХН, 30ХН3А и др.) и закаливают до HRC Э 40…50 ; оси, втулки и ролики – из мало- или среднеуглеродистых сталей с различной степенью легирования (стали 15, 20, 15Х, 20Х, 20ХН3А, 20ХН4А, 30ХН3А и др.), их подвергают поверхностной химико-термической обработке (цементация, цианирование, азотирование) и закаливают до поверхностной твердости HRC Э 50…65 . Параметры роликовой цепи, основными из которых являются шаг между геометрическими осями шарниров t и предельная разрушающая нагрузка F p , стандартизованы (ГОСТ 13568-75). Пример обозначения роликовых цепей: ПР-15,875-22,7-1; 2ПР-15,875-45,4 ; где первая цифра означает число рядов (для однорядной цепи цифра не ставится), буквы ПР – приводная роликовая, цифра после букв – шаг цепи в мм, следующая цифра – разрушающая нагрузка в кН, последняя цифра – вид исполнения ( 1 – облегченная цепь, 2 – нормальное исполнение), при наличии только одного исполнения для данного типоразмера цепи последняя цифра не ставится.

Слайд 8

Основные геометрические соотношения в цепной передаче t  шаг цепи; a  межосевое расстояние; d 1  делительный диаметр ведущей звездочки; d 2  делительный диаметр ведомой звездочки;   угол наклона цепной передачи; f  величина провисания цепи . Рис. 3.3. Схема цепной передачи. Межосевое расстояние передачи выбирается в зависимости от шага цепи по следующему соотношению . (3.1) В этом выражении меньшие значения коэффициента в правой части соответствуют меньшим передаточным числам и наоборот. Делительный диаметр d звездочки (диаметр окружности на которой лежат оси шарниров цепи, охватывающей звездочку) также зависит от шага цепи t :

Слайд 9

, (3.2) где z –число зубьев звездочки. В свою очередь число зубьев меньшей звездочки (её параметрам присвоим индекс « 1 ») выбирают по эмпирическим соотношениям: для роликовых и втулочных цепей при условии z 1  13 ; (3.3) для зубчатых цепей при условии z 1  17 ; (3.4) где u – передаточное число. Число зубьев большей звездочки с округлением до ближайшего большего нечетного числа. При этом рекомендуется принимать число зубьев большей звездочки не более 120 для роликовых и втулочных цепей и не более 140 для зубчатых цепей. Длину цепи L р , выраженную в шагах (число звеньев цепи), для извест­ного межосевого расстояния a можно вычислить по выражению . (3.5)

Слайд 10

Полученное по выражению (3.5) значение необходимо округлить до ближайшего целого четного числа. При четном числе звеньев цепи и нечетных числах зубьев звездочек будет обеспечен наиболее равномерный износ как самих звездочек, так и шарниров цепи. Далее по выбранному числу звеньев цепи необходимо уточнить меж­осевое расстояние передачи . (3.6) Полученное расчетом по (3.6) значение межосевого расстояния с целью исключения перенатяжения цепи из-за неточностей изготовления и монтажа сокращают на 0,2…0,4% , так чтобы свободная (ведомая) ветвь цепи имела некоторое провисание f (рис. 3.3). Для передачи, у которой угол  наклона межосевой линии к горизонту не превышает 40  , величина провисания ведомой ветви цепи , а для передач с углом  .

Слайд 11

Кинематика ЦП. Рис. 3.4. Схема совместного движения цепи и звездочки. Среднюю скорость V ц (м/с) цепи в цепной передаче можно определить по выражению , (3.7) где n i – частота вращения i -того вала, об/мин; z i – число зубьев звездочки, закрепленной на i -том валу; t – шаг цепи, мм. Передаточное число u цепной передачи можно выразить через её кинематические и конструктивные показатели , (3.8) Передаточное отношение, вычисленное по (3.8) является средним за оборот, но в пределах поворота звездочки на один угловой шаг ( 2  / z ) мгновенное передаточное отношение не остается постоянным . Чтобы доказать это обратимся к схеме рис. 3.4.

Слайд 12

Пусть ведущая звездочка, имеющая z зубьев, вращается с угловой скоростью  = const по ходу часовой стрелки. Тогда тангенциальная скорость любой точки, лежащей на делительной окружности может быть найдена по известному соотношению . (3.9) Эта тангенциальная скорость всегда может быть представлена горизонтальной V г и вертикальной V в составляющими. C оставляющие тангенциальной скорости звездочки для места входа шарнира цепи во впадину звездочки (на схеме рис. 3.4 левый шарнир на верхней, набегающей, ветви цепи) и для предыдущего шарнира, уже движущегося совместно со звездочкой (на схеме рис. 3.4 правый верхний шарнир) по величине составляют ; ; где угол  составляет половину углового шага звездочки, то есть

Слайд 13

Динамика и расчет ЦП. При работе цепной передачи на цепь действуют: Окружная (тангенциальная для звездочек) сила Ft , участвующая в передаче мощности от ведущей звездочки к ведомой. Эту силу приближенно (то есть в среднем, поскольку её величина колеблется) можно найти по известному выражению , (3.11) где T 1 – вращающий момент на валу ведущей звездочки, а d 1 – делительный диаметр этой звездочки. Усилие это пульсирует в силу изменения расстояния между направлением действия этой силы и осью вращения звездочки. Относительная величина пульсации этой силы  Ft , как и пульсация скорости, составит . (3.12)

Слайд 14

Сила предварительного натяжения F 0 , обусловленная провисанием ведомой ветви цепи ; (3.13) где q – удельная масса цепи, кг/м; a – межосевое расстояние передачи, м; g – ускорение свободного падения, м/с 2 ; k f – коэффициент учитывающий условия провисания цепи. Для горизонтальной передачи (  =0 ) k f = 6 ; для наклонной передачи, у которой 0<  45  , k f = 3 ; для вертикальной передачи (  =90  ) k f = 1 . Натяжение F V , от действия центробежных сил на злементы цепи при обегании ими звездочек. Это усилие, также как и в ременной передаче, составит ; (3.14) Сила F V растягивает цепь по всей её длине, но звездочкам не передается. В ведущей ветви цепи все эти силы суммируются . (3.15)

Слайд 15

Порядок расчета роликовой ЦП Исходные данные: P2 – мощность, необходимая на выходном валу; n1 – частота вращения ведущей звездочки (входного вала); n2 – частота вращения ведомой звездочки (выходного вала). Алгоритм расчёта: вычислить передаточное число; 2) назначить число зубьев меньшей (ведущей) звёздочки, соблюдая ограничительное условие z 1  13 , и вычислить число зубьев большей (ведомой) звёздочки, округлить результат расчёта до ближайшего нечётного числа и проверить по ограничению сверху z 2  1 20 ; 2а) вычислить фактическое передаточное число u ф ; 3) по конструктивным параметрам из ГОСТ 13568-97 или из технической литературы выбрать цепь с известным шагом t ф и вычислить для неё допустимое давление в шарнире [p] ц по формуле ; (3.17)

Слайд 16

где n 1 – частота вращения меньшей из звёздочек, мин -1 , t – шаг цепи, мм; 4) проверить шаг выбранной цепи по ограничению снизу ; (3.18) где К э – коэффициент эксплуатации, n r – число рядов цепи; ; (3.19) где K Д – коэффициент динамичности нагрузки (1,2…1,5); K С – коэффициент смазывания, непрерывное смазывание К С = 0,8 ; регулярное капельное -- К С = 1 ; периодическое - К С = 1,5 ; К  - коэффициент наклона передачи,   45  - К  = 1 ,

Слайд 17

 > 45  - ; K H – коэффициент натяжения цепи, натяжение смещением оси одной из звёздочек – К Н = 1 , оттяжной звёздочкой или нажимным роликом - К Н = 1,1 , нерегулируемая передача – K H = 1,25 ; - коэффициент сменности (продолжительности) работы передачи, в котором T p – время работы передачи в течение суток, часов; 5) вычислить делительные диаметры звёздочек d 1 и d 2 ; 6) назначить предварительную величину межосевого расстояния; 7) вычислить необходимое число звеньев цепи и округлить полученное значение до ближайшего чётного числа; 8) уточнить величину межосевого расстояния и назначить провисание свобоной ветви цепи;

Слайд 18

9) определить нагрузку в свободной ветви цепи; 10) вычислить коэффициент запаса цепи по нагрузке по формуле ; (3.20) где Q Ц – паспортное разрывное усилие цепи, а [K Ц ] = 3…5 – нормативный коэффициент запаса цепи по разрывному усилию. При невыполнении неравенства (3.20) необходимо повторить расчёт для цепи с большим или меньшим шагом.

Слайд 19

Лекция окончена . Спасибо за внимание !