Решение. Межосевое расстояние а =

Межосевое расстояние а = .

Модуль m = = 8 мм.

Делительный диаметр червяка d₁ = mq = 8·10 = 80 мм.

Делительный диаметр червячного колеса d₂ = mz₂,

где z₂ = z₁u = 1 · 30 = 30.

С учетом этого d₂ = 8 · 30 = 240 мм и а = =160 мм.

3.7. Понятие о винтовых, фрикционных, ременных и цепных передачах

3.7.1. Винтовые передачи

Винтовая передача или передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения поступательное.

Простейший механизм содержит два звена: винт – цилиндрический стержень с резьбой и гайка – обычно втулка с внутренней резьбой (рис.3.23).

Рис.3.23

Оба звена составляют пару, в которой задается либо вращение гайки, приводящее к поступательному движению винта, либо вращение винта, приводящее к поступательному движению гайки. В зависимости от особенности конструкции обе возможности получили распространение.

Для винтовых механизмов используется прямоугольная симметричная и трапецеидальная несимметричная (упорная) резьбы. Резьба винтов и гаек передач может быть правой или левой, однозаходной и многозаходной. Для самотормозащих передач используют однозаходную резьбу.

В последнее время стали применять передачи винт-гайка, в которых трение скольжения заменено трением качения, шариковые винтовые пары. Такая передача состоит из винта, гайки и шариков, заполняющих пространство, образованное впадинами резьбы. Перемещение шариков происходит по замкнутому каналу, соединяющему первый и последний витки резьбы гайки.

Винты передачи без термообработки изготовляют из стали 45, 50, а с закалкой – из стали 65Г, 40Х, 40ХГ и др. с закалкой до твердости более 50 НРС. Для уменьшения трения и износа резьбы гайки передачи изготовляют из бронз Бр010Ф1, Бр06Ц603 (при высоких скоростях вращения υ₃ = 0,1-0,25 н/с) и антифрикционных чугунов АВ4-1, АВ4-2, АК4-1, С415 и др. при малых скоростях).

Достоинства: простота конструкции, плавность и точность хода, большая несущая способность, большое передаточное отношение, самоторможение.

Недостатки: сравнительно невысокий КПД.

Передачи винт-гайка применяют в самых различных конструкциях как, например, в подъемно-транспортных машинах (домкраты, опоры), в станках (механизм подачи рабочих инструментов), в измерительных приборах. В артиллерийской технике они используются в механизмах наведения и прицеливания.

В винтовых механизмах вращение винта или гайки осуществляют обычно с помощью маховика, шестерни и т.п. при этом передаточное отношение обычно можно выразить отношением окружного перемещения маховика S_М и перемещением гайки (винта) S_Г

ί = , (3.65)

где d_M – диаметр маховика (шестерни и т.п.);

р - шаг резьбы;

z – число заходов винта.

Зависимость между окружной силой F_t на маховичке и осевой силой F _a на гайке (винте) записывается в виде

F_t = F _a ί η, (3.66)

где η – КПД винтовой пары.

В свою очередь, коэффициент полезного действия (КПД) определяется соотношением

η = , (3.67)

где β = zρ/πd₂ – угол подъема резьбы;

ρ – угол трения.

Обычно η ≤ 0,7 и лишь для шариковых винтовых пар повышается до η = 0,9.

Основным критерием работоспособности передачи является износостойкость. Величиной, ее характеризующей, принимают напряжения смятия σ_СМ, которые должны удовлетворять условию прочности на смятие

σ_СМ = ≤ [σ_СМ], (3.68)

где d₂ – средний диаметр резьбы;

h – высота рабочего профиля резьбы;

z – число витков резьбы в гайке.

Для пар материалов винт-гайка сталь-броза [σ_СМ] = 10-13 МПа, сталь-чугун [σ_СМ] = 5-6 МПа.

Винт механизма находится в состоянии сложного сопротивления, так как он испытывает деформацию растяжения-сжатия и деформацию кручения. Условием прочности является

σ_экв ≤ [σ], (3.69)

где эквивалентные напряжения определяются по формулам сопротивления материалов. В случае, когда длина винта достаточно велика, и он находится в состоянии сжатия, его необходимо рассчитывать на устойчивость.

3.7.2. Фрикционные передачи

Общие сведения

Фрикционными называют передачи, в которых движение между звеньями (телами) передается с помощью контактного трения. Простейшая передача (рис. 3.24) состоит из ведущего и ведомого катков (дисков, цилиндров или конусов), укрепленных на валах. Необходимая сила R_тр трения между катками для передачи вращающего момента достигается прижатием одного из них к другому нормальной силой F_r. Постоянное прижатие может обеспечиваться за счет предварительной деформации при сборке упругих элементов системы4 использование силы тяжести; предварительно затянутыми пружинами; гидроцилиндрами; за счет смещения опор валов и т.д.

Рис. 3.24

Условие работоспособности передачи: R_тр ≥ F_t,

где F_t = 2Т₁/d – передаваемая окружная сила. Нарушение условия приводит к буксованию и большому износу катков.

К материалам фрикционных катков предъявляются следующие требования: высокий модуль упругости, коэффициент трения и коэффициент теплопроводности; поверхностная прочность и износостойкость. Катки изготовляют из однородных или разнородных материалов. Ведомый каток целесообразно выполнять из более износостойкого материала. Исходя из этого, применяют следующие сочетания материалов: закаленные сталь по стали (стали ШХ15, 40ХН, 18ХГТ и др.) – для быстроходных закрытых силовых передач; чугун по чугуну или чугун по стали – для открытых тихоходных силовых передач; текстолит, фибра, резина, феррадо, кожа и др. по стали или чугуну – для малонагруженных передач. Передачи с металлическими рабочими поверхностями катков могут работать как со смазкой. Так и без смазки, а с неметаллическими – только без смазки.

По конструкции и назначению фрикционные передачи могут быть: цилиндрические (рис. 3.24), конические (рис. 3.25), сферические (шаровые). По кинематическому признаку фрикционные передачи вращательного движения делят на две основные группы: с условно постоянным передаточным отношением, т.е. нерегулируемые; с переменным передаточным отношением, т.е. регулируемые, которые называют вариаторами. Фрикционные вариаторы по конструкции весьма разнообразны: лобовые (рис. 3.26), конусные (рис. 3.27), дисковые, торовые и клиноременные.

Рис. 3.25

Рис. 3.26

Рис. 3.27

Достоинства: простота конструкции и обслуживания; плавность и бесшумность работы; возможность бесступенчатого регулирования передаточного отношения (изменения скорости).

Недостатки: непостоянство передаточного отношения из-за проскальзывания катков; большие давления на валы и опоры от силы прижатия катков; сравнительно низкий КПД (η = 0,7…0,95); повышенный и зачастую неравномерный износ катков; ограниченность передаваемых мощностей (открытые – для 20 кВт; закрытые – до 300 кВт). Фрикционные передачи с постоянным передаточным отношением в силовых передачах применяют редко (прессы, молоты, лебедки и т.п.). В основном они применяются в кинематических цепях приборов и аппаратов, где требуется плавность и бесшумность работы (спидометры, магнитофоны, лентопротяжные устройства и др.). Вариаторы применяют как в кинематических, так и силовых передачах когда требуется бесступенчатое регулирование скорости (станки, приборы, линейные машины, счетно-решающие машины и др.).

Кинематика и усилия

при работе фрикционной передачи окружная скорость υ₂ ведомого катка несколько меньше скорости υ₁ ведущего катка из-за их взаимного проскальзывания, т.е. υ₂ < υ₁.

Влияние проскальзывания учитывают коэффициентом скольжения

ε = (υ₁ – υ₂)/ υ₁. (3.70)

Его величину определяют экспериментально, обычно ε = 0,01…0,05. Так как υ₁ = ω₁d₁/2; υ₂ = ω₂d₂/2, то передаточное отношение цилиндрической фрикционной передачи

ί = ω₁/ω₂ = n₁/n₂ = d₂/[d₁(1- ε)]. (3.71)

Приближенно (без учета скольжения) ί = d₂/d₁.

Для силовых передач ί ≤ 10. Для конических передач

d₂ = 2 R_esinδ₂, d₁ = 2R_esinδ₁,

и тогда

ί = sin δ₂/ [(1 – ε)sinδ₁], (3.72)

где δ₁ и δ₂ – углы наклона образующих конусов к оси.

Передаточное отношение лобового вариатора (рис.5.4) изменяется от ί_min до ί_max:

ί_min = ω₁/ω_{2 max} = n₁/n_{2 max} = R_{2 max}/R₁;

ί_max = ω₁/ω_{2 min} = n₁/n_{2 min} = R_{2 min}/R₁.

Основной кинематической характеристикой любого вариатора является диапазон регулирования передаточного отношения:

D = ω_max/ω_min = n_max/n_min = ί_max/ί_min. (3.73)

Практически D ≤ 3. С увеличением D значительно уменьшается КПД и предельная передаваемая мощность.

Усилия в передачах. Для преодоления момента сопротивления (внешней нагрузки) на ведомом катке диаметром d₂ требуется полезная окружная сила F_t = 2T₂/d₂ ≤ R_тр, где R_тр = f F _r - сила трения на площадке контакта катков. Здесь f – коэффициент трения качения.

Необходимое усилие прижатия катков

F _r ≥ KF_t/ f = 2KT₂/ (f d₂), (3.74)

где К – коэффициент запаса сцепления (в силовых передачах К = 1,25…1,5, в приборах – К = 3…5).

Усилия прижатия катков конической передачи

F _r ≥ KF_t sinδ₁/ f. (3.75)

Работоспособность передач

Основным фактором, определяющим качество фрикционной передачи, является скольжение, которое является причиной износа, уменьшения КПД и непостоянства передаточного отношения.

При работе наблюдаются следующие виды разрушения рабочих поверхностей катков: усталостное выкрашивание под действием переменных контактных напряжений σ_Н (для металлических катков, работающих в масле); износ катков, пропорциональный σ_Н и коэффициенту трения f (для передач без смазки). Поэтому основными критериями работоспособности фрикционных передач являются контактная прочность и износостойкость.

Условие контактной прочности

σ_Н ≤ [σ_Н ]. (3.76)

Формула проверочного расчета по контактным напряжениям записывается в виде

σ_Н = 0,418 [σ_Н], (3.77)

где Е_пр = 2Е₁Е₂/(Е₁+Е₂) – приведенный модуль упругости.

При проектировочном расчете определяется межосевое расстояние

а = (i +1) , (3.78)

где ψ _ва = в/а = 0,2…0,4 – коэффициент ширины катков по межосевому расстоянию.

Диаметры катков находятся по формулам:

d₁ = 2 a/(i+ 1 ), d₂ = d₁ i (1 – ε).

Значение [σ_Н] принимают: для металлической пары при работе в масле [σ_Н] = (2,5…3) НВ, при работе всухую [σ_Н] = (1,2…1,5) НВ.

Условие износостойкости передач, у которых поверхность хотя бы одного катка неметаллическая, записывается в виде

q ≤ [q], (3.79)

где [q] – допускаемая удельная нагрузка, выбираемая по таблице.

3.7.3. Ременные передачи

Общие сведения

Ременными называют передачи, в которых движение одного тела вращения передается другому с помощью ремня за счет сил трения. Их относят к передачам с гибкой связью. Простейшая передача (рис.3.28) состоит из ведущего и ведомого шкивов, охватываемых гибким ремнем, надетым на шкивы с натяжением. Натяжение ремня – основное условие работы ременных передач. Натяжение ремня создается за счет предварительного упругого растяжения ремня при монтаже, с помощью натяжного ролика, смещения электродвигателя, весом груза и др.

Рис. 3.28

Ремни должны обладать высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения и высокую износостойкость. По форме поперечного сечения применяют ремни плоские, клиновые, круглые и зубчатые (рис. 3.29).

Рис. 3.29

Плоские ремни наиболее простые и распространенные. Они могут быть прорезиненные, кожаные, хлопчатобумажные и шерстяные. Для быстроходных передач с υ > 30 м/с применяют ремни из синтетических материалов (капрона, нейлона и др.).

Клиновые ремни трапецеидального или треугольного профиля обеспечивают большую долговечность и тяговую способность, могут передавать вращение на несколько валов. Однако передачи с клиновыми ремнями менее быстроходны (скорость до 25…30 м/с). Клиновые ремни выпускают двух конструкций: кордтканевые и кордшнуровые.

Круглые ремни (кожаные, капроновые и др.) применяют в машинах малой мощности и бытовой техники. Зубчатые ремни, совмещающие свойства плоских ремней и цепей, состоят из тянущего слоя – металлотроса, заключенного в резиновый массив.

Шкивы могут быть однорядные, ступенчатые, раздвижные, конусные. Форма обода зависит от профиля ремня. Изготовляют их из чугуна при υ ≤ 30 м/с, из алюминиевых сплавов при υ ≤ 80 м/с, из стали υ ≤ 100 м/с, а также из пластмасс и дерева. Шкивы должны быть хорошо сбалансированы.

Классификация ременных передач.

По форме ремня: плоскоременные, клиноременные, круглоременные, зубчатоременные.

По взаимному расположению осей валов: с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями.

По направлению вращения шкивов: с одинаковым направлением и с противоположным направлением (перекрестные). Передачи могут быть понижающие и повышающие.

Достоинства: возможность передачи мощности на большие расстояния (до 15 м); плавность и бесшумность работы; простота конструкции, изготовления и монтажа; возможность бесступенчатого регулирования скорости (вариаторы).

Недостатки: непостоянство передаточного отношения вследствие проскальзывания ремней; вытягивание ремней и их низкая долговечность (1000…5000 часов); повышение нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня.

По применению ременные передачи занимают второе место после зубчатых. В любой отрасли машиностроения и приборостроения можно встретить ременную передачу: приводы насосов, вентиляторов, транспортных машин и т.д. Плоскоременные передачи применяют для передачи движения при межосевых расстояниях до 15 м, скоростях до 120 м/с, передаточных отношениях ί ≤ 6 и средних мощностях (до 50 кВт).

Клиноременные передачи находят применение при малых межосевых расстояниях и вертикальном расположении параллельных осей шкивов, передаточных отношениях ί ≤ 10; при передаче вращения нескольким шкивам, в широком диапазоне мощностей при скоростях до 40 м/с.

Зубчато-ременные передачи применяются в механизмах, где недопустимо проскальзывание, требуется высокая тяговая способность.

Геометрия, кинематика и усилия

Основными геометрическими параметрами всех типов ременных передач являются диаметры шкивов d, межосевое расстояние а, ширина шкива в, длина ремня ℓ, углы обхвата ремня d₁ и d₂, угол между ветвями ремня β.

При вращении ведущего шкива с угловой скоростью ω₁, его окружная скорость υ₁ = ω₁d₁/2 будет равна скорости набегающей (ведомой) ветви ремня. В результате упругого скольжения ремень сбегает с ведущего шкива со скоростью υ₂ < υ₁, υ₂ = υ₁ (1 – ε), откуда коэффициент скольжения ε = 1 – υ₂/ υ₁.

Передаточное отношение

ί = ω₁/ω₂ = n₁/n₂ = d₂/[d₁ (1 – ε)].

Для плоскоременных передач ε ≈ 0,1;

для клиноременных ε ≈ 0,015…0,02.

Усилия в передачах (рис. 3.28). Для обеспечения работоспособности передачи необходимо усилие F₀ начального (предварительного) натяжения ремня в каждой ветви.

При передаче вращающего момента Т₁ натяжение ведущей ветви увеличивается до F₁, а в ведомой уменьшается до F₂.

Из условия равновесия шкива Т₁ = 0,5d₁ (F₁ – F₂) имеем, что окружное усилие (полезная нагрузка)

F_t = (F₁ – F₂) = 2T₁/d₁. (3.80)

Так как сумма ил натяжения ветвей ремня постоянна, то

F₁ + F₂ = 2F₀. (3.81)

Из (3.80) и (3.81) получим

F₁ = F₀ + 0,5 F_t; F₂ = F₀ – 0,5 F_t. (3.82)

Приведенные уравнения устанавливают усилия в ветвях в зависимости от передаваемой нагрузки F_t и натяжения ремня F₀, но не показывают связь с величиной силы трения, характеризующей тяговую способность передачи. Эту связь без учета массовых сил выражает формула Эйлера:

F₁ = F₂ e^{f αc}, (3.83)

где α_с = α₁ – угол скольжения; f = 0,2…0,3 – коэффициент трения.

Кроме основных усилий будут действовать массовые силы

F_υ = ρAυ² , где ρ – плотность материала ремня; А – площадь сечения ремня.

Действующие на ремень силы вызывают в нем соответствующие нормальные напряжения

σ₀ = F₀/A; σ₁ = F₁/A; σ₂ = F₂/A; σ_υ = F_υ/A. (3.84)

При сгибании шкива в ремне возникают напряжения изгиба

σ _и = Еh/d, где Е – приведенный модуль упругости ремня; d – диаметр малого шкива; h – толщина (высота) ремня.

Максимальное растягивающее напряжение будет действовать в точке набегания ремня на шкив малого диаметра

σ_{1 max} = σ₁ + σ_υ + σ_u = σ₀ + 0,5 σ_t + σ_υ + σ_u. (3.85)

Нагрузка на валы определяется по формуле

F_r = 2 F₀cos β. (3.86)

Работоспособность передач

Критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, и долговечность, определяемая усталостным разрушением ремня. Тяговая способность характеризуется кривыми скольжения и КПД, полученными экспериментальным путем для всех типов ремней, и представляющая зависимости ε и η от коэффициента тяги ψ, (рис. 3.30).

Рис. 3.30

Коэффициент тяги представляет отношение окружной силы F_t к двойному предварительному натяжению ремня 2F₀, т.е.

ψ = F_t/(2F₀) = σ_t / (2 σ₀). (3.87)

Значение ψ₀, при котором начинается буксование, называют критическим. Рабочую нагрузку следует выбирать вблизи ψ₀ и слева (ψ = 0,5…0,7). Этим значениям соответствует достаточно высокий КПД (η = 0,92…0,98).

Условие тяговой работоспособности

σ_t = F_t/ A ≤[ σ_t], (3.88)

где σ_t – полезное напряжение;

[σ_t]– допускаемое полезное напряжение, выбираемое из условия прочностной надежности ремня.

Расчет ремней на усталостную долговечность выполняют условно по частоте пробегов ремня

n_n = υ/ℓ ≤ [n_n ], (3.89)

где [n_n ] – допускаемая частота пробегов (для плоских ремней [n_n ]= 5; для клиновых - [n_n ]=15).

3.7.4. Цепные передачи

Общие сведения

Цепными называют передачи движения с помощью цепей. Это передачи зацеплением с гибкой связью. Простейшая передача (рис. 3.31) включает две звездочки 1 и 2, соединенные приводной цепью 3. Одна из звездочек ведущая, другая – ведомая. Большинство конструкций цепных передач имеют натяжные и смазочные устройства, картеры и ограждения. Линия центров передачи может быть горизонтальной, наклонной и вертикальной. Могут быть передачи с приводом нескольких ведомых звездочек от одной ведущей.

Цепные передачи выполняют как понижающими, так и повышающими.

Рис. 3.31

Приводные цепи – роликовые, втулочные, зубчатые.

Главными характеристиками цепи являются шаг t, ширина в и разрушающая нагрузка. Роликовая цепь состоит из внутренних и внешних звеньев, шарнирно соединенных между собой. Применяют при скоростях до 25 м/с. Выпускают цепи легкой (ПРП) и нормальной (ПР) серии. При больших нагрузках и скоростях используют многорядные цепи (2ПР, 3ПР). Втулочные цепи по конструкции аналогичны роликовым, но у них нет роликов.

Зубчатая цепь состоит из шарнирно соединенных звеньев, набранных из пластин с зубообразными выступами. Зубчатые цепи обеспечивают большую быстроходность (до 35 м/с), прочность и плавную работу с меньшим шумом, но сложны в изготовлении и имеют большую массу.

Звездочки (рис. 3.32) конструктивно подобны зубчатым колесам. Профиль зубьев зависит от типа цепи. Звездочки характеризуются шагом t, числом зубьев z и диаметром d делительной окружности, которая проходит через центры шарниров цепи.

Рис. 3.32

Материалы. Пластины цепей изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей 45, 50, 40Х и др.; оси и втулки - из сталей 15, 15Х, 20Х и др.; звездочки тихоходных передач – из чугуна, а чаще из сталей 15, 20Х, 45, 45Х с закалкой.

Достоинства: возможность передачи вращательного движения и значительные расстояния (до 8 м) и одной цепью нескольким звездочкам; по сравнению с ременными передачами нет проскальзывания; меньше нагрузки на валы.

Недостатки: сравнительно высокая стоимость цепей; шум при работе; вытягивание цепи, вследствие износа шарниров; необходимость периодического регулирования натяжения цепи и ее смазывания. Цепные передачи применяют в транспортирующих устройствах (конвейерах, элеваторах, мотоциклах, автомобилях, в приводах станков).

Геометрия, кинематика и усилия

Межосевое расстояние

а ≥ (30…50) t, а_max = 80t. (3.90)

При малом а цепь быстро изнашивается, а при большом возникают значительные колебания ведомой ветви из-за провисания. Допускаемая величина стрелы провисания f = (0,002 … 0,004)d.

Делительный диаметр звездочки

d = . (3.91)

Диаметр вершин зубьев

d_a = t ctg(180⁰/z). (3.92)

Числа зубьев z₁ и z₂ выбирают из условия обеспечения минимальных габаритов и плавности хода. Обычно z₁ = (29 - 2ί) ≥ 19; z₂ = ί z₁.

Звенья цепи располагаются в зацеплении со звездочкой, образуя многоугольник, поэтому при ω₁ = const цепь движется неравномерно. За один оборот звездочки цепь перемещается на периметр многоугольника, в котором стороны равны шагу t, а число сторон равно числу зубьев z звездочки. Средняя скорость цепи

υ = ω z t / (2π · 1000) = n z t / (60 ·1000), м·с (3.93)

где n мин^-1; t, мм.

Так как скорость цепи на обеих звездочках одинакова, то ω₁z₁t = ω₂z₂t и среднее передаточное отношение цепной передачи

ί = ω₁/ω₂ = n₁/n₂ = z₂ /z₁. (3.94)

Рекомендуется принимать ί ≤ 8.

Усилия в передачах (см. рис. 3.31). При работе передачи под нагрузкой ведущая ветвь растягивается усилием

F₁ = F_t + F_q + F_ц, (3.95)

а ведомая – усилием

F₂ = F_q + F_ц, (3.96)

где F_t = 2T₁/d₁ – окружная сила;

F_q = к _f q a – натяжение ветвей цепи от силы тяжести;

F_υ = q υ²_ц – натяжение цепи от сил инерции.

Здесь к _f – коэффициент провисания, зависящий от наклона цепи;

q – масса 1 м цепи, кг;

а – межосевое расстояние, м;

υ_ц – скорость цепи, м/с.

Работоспособность передач

Основной причиной выхода из строя цепных передач является износ шарниров, а также усталостное разрушение элементов цепи, вследствии переменных нагрузок, сил инерции и ударных нагрузок. Поэтому критериями работоспособности передач будут: износостойкость и прочность цепи.

На износостойкость расчет ведут по удельной нагрузке на шарнир:

Р_ц = к_д F_t/ А_оп ≤ [Р _и ], (3.97)

где к_д = 1,2 …1,5 – коэффициент динамической нагрузки;

А_оп = в d_в – площадь проекции опорной поверхности шарнира

(в – ширина втулки диаметром d _в);

[Р _и ] ≤ 40 МПа – допускаемая удельная нагрузка на шарнир (выбирается по таблице).

При проектировочном расчете определяется шаг цепи

t = 60 , (3.98)

где Р - мощность, передаваемая цепью, Вт;

n₁ - частота вращения ведущей звездочки, мин^-1.

Значение t округляется и принимается стандартным.

Для предотвращения вытяжки цепи или ее обрыва необходимо, чтобы

F_{t max} ≤ (F_min / n), (3.99)

где F_min – минимальная разрушающая нагрузка цепи;

n = 3 … 5 – коэффициент запаса прочности.

Контрольные вопросы

1. Назначение и классификация механических передач.

2. Назвать основные кинематические параметры передач

3. Что называется передаточным отношением передачи.

4. Назвать основные силовые параметры передач.

5. Какое устройство называют приводом?

6. Какое устройство называется редуктором, а какое мультипликатором?

7.Что включает общий расчет электромеханического привода?

8. Привести примеры применения зубчатых передач в артиллерийской технике.

9. Сформулировать основной закон зацепления.

10. Назвать характерные окружности зубчатого колеса.

11. Какие зубчатые колеса называют нормальными, а какие корригированными?

12. Что называется модулем зацепления?

13. Что характеризует коэффициент торцового перекрытия ε?

14. Чему равно минимальное число зубьев нормального прямозубого и червячного колеса из условия неподрезания зубьев.

15. Критерии работоспособности и виды разрушения зубьев зубчатых передач. С какими напряжениями они связаны?

16. Какие силы действуют в зацеплении прямозубой и косозубой цилиндрической передачи?

17. Какие зубчатые колеса называются шевронными и где применяются?

18. Чему равен стандартный угол зацепления зубчатой передачи?

19. Какой коэффициент учитывает особенности геометрии зубьев передач при расчете на прочность и как он выбирается?

20. Какой параметр определяется при проектировочном расчете закрытой зубчатой передачи в первую очередь?

21. Как определяются допускаемые напряжения при расчете передач на прочность?

22. Чем объясняется повышение нагрузочной способности косозубых передач по сравнению с прямозубыми?

23. По каким напряжениям производится расчет на прочность цилиндрических зубчатых передач?

24. Какие материалы и виды термической обработки применяют для повышения прочности и долговечности передач?

25. Какие потери учитывает КПД зубчатой передачи и каково его приближенное значение?

26. Какие передачи называются планетарными?

27. Каково устройство и работа планетарной передачи?

28. По каким условиям выбирают числа зубьев колес планетарной передачи?

29. Каково устройство и принцип работы волновой передачи?

30. Каковы преимущества и недостатки волновых передач и области их применения?

31. Каковы достоинства и недостатки червячных передач и области их применения?

32. Чем отличается кинематика червячной передачи от зубчатой?

33. Почему КПД червячной передачи меньше, чем у зубчатой?

34. Назвать силы, действующие в зацеплении червячной передачи?

35. Какие материалы применяют для изготовления червяка и червячного колеса?

36. Назвать основные критерии работоспособности червячных передач.

37. Сформулировать условия прочности зубьев червячного колеса.

38. Конические передачи, их оценка по сравнению с цилиндрическими. Области применения.

39. Силы в зацеплении конической прямозубой передачи.

40. Какие передачи называются гипоидными? Примеры применения в артиллерийской технике.

41. Конструкция винтовых передач и примеры применения в артиллерийской технике.

42. Каковы достоинства и недостатки фрикционных передач?

43. Какие фрикционные устройства называют вариаторами?

44. По каким напряжениям рассчитывают фрикционные передачи

45. Назначение, классификация и применение ременных передач.

46. Силы в ветвях ремня и как их рассчитывают?

47. Назвать критерии работоспособности ременных передач.

48. Каковы достоинства и недостатки цепных передач? Области применения.

49. Назвать основные причины выхода из строя цепных передач.

50. Уметь привести примеры применения различных типов механических передач в конструкциях ракетно-артиллерийского вооружения.

ГЛАВА 4. ДЕТАЛИ И СБОРОЧНЫЕ ЕДИНИЦЫ ПЕРЕДАЧ

4.1. Валы и оси

4.1.1. Назначение, классификация, конструкция и применение осей и валов в машинах и артиллерийском вооружении

Осью называют деталь, предназначенную только для поддержания (размещения) других деталей и не передающую вращающий момент.

Оси могут быть не вращающиеся (рис. 4.1а), т.е. неподвижные (ступицы колес, оси блоков лебедок, барабанов кранов и т.п.) и вращающиеся (рис. 4.1б) вместе с закрепленными на них деталями (вагонные оси, оси лентопротяжных механизмов и т.п.).

Рис. 4.1

Валом называют деталь, предназначенную для поддержания (закрепления) вращающихся деталей и для передачи вращающего момента от одной детали к другой (рис. 4.2). Валы вращаются в подшипниках, которые являются опорами и через них нагрузки, действующие на вал, передаются на корпус машины. Конструктивная форма вала зависит от назначения механизма, нагрузки и характера ее распределения по длине вала (характера эпюр изгибающих и крутящих моментов); способов фиксации деталей и вала в корпусе; условий сборки и разборки. Опорные поверхности валов, соприкасающиеся с подшипниками, называют цапфами. Цапфу, расположенную на конце вала, называют шипом, а на средней части – шейкой. Цапфы, передающие на опоры осевые нагрузки, называют пятами (рис. 4.3 г).

Рис. 4.2

Цапфы (рис. 4.3) могут быть цилиндрические, конические, сферические (шаровые), Наибольшее применение находят цилиндрические цапфы. Конические цапфы применяют при осевой фиксации валов в точных механизмах, когда не допускается отклонение осей из-за износа опор (топогеодезические приборы, часы и др.). Шаровые цапфы применяют для углового отклонения валов. Цапфы тщательно обрабатываются на токарных и шлифовальных станках. Торцы валов и осей делают с фасками, что облегчает сборку и предотвращает скалывание острых кромок. Для снижения концентрации напряжений и увеличения долговечности при изменении диаметра вала применяют плавный переход - галтели. Разновидностями переходных участков являются также кольцевые канавки для выхода шлифовального круга, канавки для выхода инструмента на концах участков с резьбой, буртики и др.

Рис. 4.3

Фиксирование деталей на валах от осевого перемещения (сдвига) осуществляется с помощью буртиков, галтелей или заплечиков на валу, специальных разрезных колец, распорных втулок, стопорных винтов, штифтов и т.п. Фиксирование деталей в окружном направлении (от проворота) - с помощью шпонок, шлицов и штифтов, соединения с натягом и т.п.

Материалы. Для изготовления валов используют углеродистые стали марок Ст4, Ст5, 20, 30, 40, 45 и 50; легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 40ХН2МА и др.; титановые сплавы ВТ6 и ВТ9. Тяжелонагруженные валы сложной формы, например, коленчатые валы двигателей, изготовляют из чугуна.

Выбор материалов и термической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации.

Классификация валов.

По назначению: валы передач вращения (зубчатых, ременных, цепных и др.) и коренные валы, несущие кроме деталей передач, рабочие органы машин (турбины, насосы, роторы и др.).

В зависимости от вида испытываемой деформации различают: простые валы, которые работают в условиях кручения, изгиба, растяжения (сжатия) – это валы передач; торсионные валы (торсионы), которые работают лишь на кручение.

По форме геометрической оси: прямые, имеющие наибольшее применение; коленчатые (рис. 4.2 в), имеющие "ломаную" ось, применяемые в поршневых двигателях и компрессорах; карданные, допускающие угловые и радиальные отклонения оси при соединении коробки передач с задним мостом автомобиля; гибкие, имеющие криволинейную геометрическую ось при работе (бормашины, передача вращения на спидометр и др.).

По конструкции: гладкие (рис. 4.2 а), т.е. постоянного диаметра; ступенчатые (рис.4.2 б), т.е. переменного диаметра (наиболее распространенные); специальные (вал с фланцем, кривошипный, вал-шестерня (рис. 4.2 г); вал-червяк (рис. 4.2 д), распределительный вал, шлицевой вал и др.).

По типу сечений: сплошные, полые, комбинированные. Полые валы применяют для уменьшения массы, увеличения жесткости и пропускания других деталей (электропроводов, маслопроводов, деталей управления, подачи охлаждающего воздуха и др.). В зависимости от расположения, быстроходности и назначения валы называют входными, промежуточными, выходными, тихо- или быстроходными, легко- или тяжелонагруженными, распределительными и т.п.

Валы и оси являются наиболее распространенными и ответственными деталями машин, так как нарушение формы или их разрушение влечет за собой выход из строя всей конструкции. Они находят самое широкое применение в артиллерийской технике. Например: оси кривошипа клинового затвора, взвода ударного механизма, выбрасывателя гильз, цапф, уравновешивающего механизма верхнего станка, ступицы ходовой части и механизма подъема колес артиллерийских орудий; оси сателлитов планетарных редукторов подъема и поворота боевой машины РСЗО; валы передач механизмов наведения артиллерийских орудий, электродвигателей, механических прицелов и панорам; торсионы уравновешивающих механизмов и ходовой части и т.д.

4.1.2. Методика расчета осей и валов на прочность, жесткость,

выносливость и колебания

Основное требование к конструкции валов и осей – равнопрочность. Основными критериями работоспособности валов являются прочность, жесткость и антирезонансные свойства. В общем случае внешними нагрузками на валы являются: вращающий момент Т, окружные , радиальные и осевые силы, под действием которых в сечениях вала возникают внутренние силовые факторы: крутящий и изгибающие и моменты, поперечные и и осевые силы. Влияние осевых сил (растягивающих или сжимающих) незначительно и, как правило, в расчетах не учитывается. Основными расчетными силовыми факторами для валов являются изгибающие М _и и крутящие М_z моменты. Расчеты на прочность и жесткость производятся по методике и формулам сопротивления материалов. При этом вал (ось) рассматривают как балку, шарнирно закрепленную в двух опорах (подшипниках). Нагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах эти нагрузки заменяют силами, приложенными в середине ступицы.

Оси рассчитывают на изгиб, а валы на изгиб и кручение. Расчет осей является частным случаем расчета валов при Т=М=0. Проектирование валов включает три этапа: предварительное определение диаметра вала, т.е. проектировочный расчет; разработку конструкции со всеми размерами; проверочные расчеты выбранной конструкции на статическую и усталостную прочность, жесткость и колебания.

Проектировочный расчет вала на предварительном этапе при отсутствии данных об изгибающих моментах заключается в определении диаметра из условия прочности при чистом кручении по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении

d = , (4.1)

где Т = М_z - вращающий (крутящий) момент в расчетном сечении вала, Н·мм;

[τ_к ] = 12…25 МПа – допускаемое напряжение на кручение (Н/мм²).

Если известна мощность Р, передаваемая валом, то вращающий момент Т = 30Р/(πn), где Р в Вт, n – частота вращения вала в мин^-1 (об/мин), Т в Н·м. После оценки диаметра вала разрабатывают его конструкцию (рис. 4.2 б).

Проверочный расчет вала на статическую прочность учитывает одновременное действие изгиба и кручения. Для этого составляется расчетная схема (рис. 4.4), строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов, определяется опасное сечение и для него производится проверочный расчет по формуле

σ_экв = , (4.2)

где М_экв = - эквивалентный момент;

М _и = - суммарный изгибающий момент;

М_х, М_у - изгибающие моменты относительно осей х и у, т.е. в вертикальной (у0z) и горизонтальной (х0z) плоскостях опасного сечения вала;

М_z = Т – крутящий момент;

[σ _и ] = σ_т /s – допускаемое изгибное напряжение;

s = 1,2 …1,8 – рекомендуемый коэффициент запаса прочности.

На рис. 4.4 приведена простейшая расчетная схема нагружения вала окружной , радиальной силами и вращающим моментом Т, что характерно для зацепления зубчатых прямозубых цилиндрических колес, укрепленных на валах.

Рис. 4.4

Проверочный расчет вала на усталостную прочность (выносливость).

Этот расчет учитывает основные факторы, влияющие на усталостную прочность: характер напряжений (цикл напряжений), наличие концентраторов напряжений (шпонок, галтелей, буртиков и др.), размеры вала, обработку поверхностей и прочностные характеристики материала. Расчет производится по коэффициентам запаса прочности для опасного сечения вала с учетом нормальных σ и касательных напряжений τ и часто является основным проверочным расчетом на прочность. Принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения от кручения – по отнулевому (пульсирующему) циклу. Условие прочностной надежности в этом случае записывается в виде:

S = (4.3)

т.е. действительный (расчетный) коэффициент запаса прочности должен быть не ниже допускаемого [S] = 1,5 …2,5. В формуле (4.3) S_σ и S_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам:

S_σ = S_τ = ; (4.4)

Здесь σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости стали при симметричном цикле изгиба и кручения, которые определяются по таблицам или приближенно по формулам σ_-1 ≈ (0,4…0,5) σ_В; τ_-1 ≈ (0,2…0,3) σ_В; к_σ, к_τ – эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; β – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; ε_σ, ε_τ - масштабные коэффициенты (зависят от диаметра и материала); ψ_σ и ψ_τ – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (для сталей ψ_σ = 0,2…0,3, ψ_τ = 0,1); σ _а – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба; σ _а = М _и /(0,1d³); σ _т - среднее напряжение цикла (при F _a = 0 для симметричного цикла σ _т = 0); τ _а и τ _т – амплитудное и среднее касательное напряжение цикла, τ _а = τ _т = Т/(0,4d³). Значения указанных коэффициентов выбираются, как правило, по таблицам справочников.

Большие перемещения сечений валов от изгиба оказывают неблагоприятное влияние на работу связанных с ним соединений (шлицевых, прессовых и др.), подшипников, зубчатых колес и других деталей и могут привести к выходу из строя конструкции вследствие заклинивания подшипников (рис. 4.5).

Рис. 4.5

Проверочный расчет вала на жесткость. Жесткость валов характеризуется: θ_max – максимальным углом наклона упругой линии в опорах;

y_max = f – максимальным прогибом и φ_max – максимальным углом закручивания, значения которых определяются для каждой расчетной схемы по формулам сопротивления материалов.

Условия жесткости:

θ_max ≤ [θ]; y_max ≤ [y]; φ_max ≤ [φ]. (4.5)

Допускаемые значения [θ]; [y] и [φ] приводятся в соответствующих справочниках с учетом конструкции вала и особенностей его работы.

Например: для подшипников скольжения [θ] = 0,001 рад; для шариковых однорядных радиальных подшипников [θ] = 0,005 рад; для зубчатых передач стрела прогиба под колесом [y] ≈ 0,01 т, где т – модуль зацепления; допускаемые углы закручивания валов [φ] в пределах 0,2…1⁰ на 1 м длины вала.

Расчет на колебания. Антирезонансные свойства валов характеризуются отсутствием резонанса на установившемся режиме работы. Поэтому расчет на колебания сводится к определению критической угловой скорости вращения ω_кр или критических оборотов вала n_кр, при которых возникает резонанс. Резонанс наступает при совпадении или краткости частоты возмущающих сил и частоты собственных колебаний вала или оси. В этом случае резко возрастает амплитуда колебаний вала или оси и может достигнуть такого значения, при котором вал или ось разрушится.

Основной причиной колебания валов и осей является неуравновешенность установленных на них деталей, в результате чего возникают инерционные силы, которые уводят вращающиеся на валу детали от оси вращения.

Различают поперечные (изгибные) колебания, которые изучаются в курсе детали машин, и угловые (крутильные) колебания валов и осей, которые рассматриваются в специальных курсах.

Расчет валов и осей на поперечные колебания заключается в проверке условия отсутствия резонанса при установившемся режиме работы.

Рассмотрим вал с зубчатым колесом (ротор) массой т (рис. 4.6), центр массы которого смещен относительно геометрической оси вращения на величину е (эксцентриситет). В этом случае центр масс зубчатого колеса будет вращаться по окружности радиуса R = y + e, где у – прогиб вала.

Рис. 4.6

На установившемся режиме центробежная сила, действующая на вал без учета его массы, уравновешивается силой упругости, т.е.

или т ω²(у + е) = Су, (4.6)

где С = - коэффициент жесткости вала, характеризующий силу, под действием которой статический прогиб вала у_ст равен единице.

Из (4.6)

у = т ω²е/(С – т ω²)… (4.7)

При у → ∞, когда должно произойти разрушение вала, будет критическая угловая скорость С – т ω²_кр = 0, откуда

ω_кр = . (4.8)

Так как ω_кр = (πn_кр )/30, то n_кр = (30ω_кр)/π = 30/π √g/у_ст. (4.9)

Полагая g ≈ 9800 мм/с², приближенно критические обороты вала определяются по формуле:

n_кр ≈ 950 , (4.10)

где n_кр в об/мин (мин^-1); у_ст в мм.

Таким образом, определив статический прогиб вала у_ст экспериментально или рассчитав его по соответствующей формуле сопротивления материалов, по формуле (4.10) определяются критические обороты вала. Для принятой расчетной схемы (рис. 4.6)

у_ст = - .

Подставляя С = т ω²_кр в (4.7), получим

у = . (4.11)

Рис. 4.7

Из (4.11) следует, что с увеличением угловой скорости ω (ω<ω_кр) прогибы вала увеличиваются (рис. 4.7) и при ω = ω_кр, возрастают неограниченно. При дальнейшем увеличении ω (закритический режим, ω>ω_кр) у → - е, т.е. центр масс колеса, стремится совпасть с осью вращения вала.

Таким образом, для отсутствия резонанса угловая скорость (обороты) вала при установившемся режиме должна быть меньше или больше критической скорости. Большинство валов и осей работают в докритической области при ω ≈ 0,7 ω_кр (n ≤ 0,7 n_кр). Такие валы называются жесткими. Валы, работающие в закритической области ω > ω_кр, называются гибкими. Во избежание поломок гибкие валы должны проходить область резонанса достаточно быстро. Для гибких валов ω≥ 1,3ω_кр (n ≥ 1,3n_кр).

4.2. Муфты и тормоза

4.2.1. Общие сведения

Муфтами называются устройства для соединения валов совместно работающих узлов машин, соединения валов с расположенными на них деталями (зубчатыми колесами, шкивами и др.), соединения электрических проводов и др. Большинство муфт служит для передачи вращающего момента без изменения его направления и угловой скорости. Роме соединительных они могут одновременно выполнять и другие функции: амортизирующие (смягчение при работе толчков и ударов); регулирующие по скорости, направлению, величине вращающего момента; предохранительные при перегрузках; включения и выключения механизма и др.; по конструкции, назначению и принципу действия муфты весьма разнообразны.

По принципу действия муфты делятся на механические, электрические, гидравлические. В электрических и гидравлических муфтах используют принципы сцепления за счет электромагнитных и гидродинамических сил. Эти муфты изучаются в специальных курсах. По признаку управляемости все механические муфты разделяют на четыре класса: неуправляемые (не расцепляемые), не допускающие рассоединения валов в процессе работы; управляемые, позволяющие принудительно соединять и разъединять валы в процессе работы; самоуправляемые, автоматически рассоединяющие валы при изменении заданного режима работы; прочие, например, комбинированные.

4.2.2. Неуправляемые муфты

Эти муфты служат для постоянного соединения валов. Неуправляемые муфты по характеру соединения валов делят на жесткие или глухие, компенсирующие и упругие.

а) Жесткие муфты применяют для соединения строго соосных валов. Валы, соединенные такими муфтами, работают как одно целое, поэтому наряду с крутящим моментом муфта может воспринимать изгибающий момент, поперечные и осевые нагрузки. Наиболее простыми и распространенными жесткими муфтами по конструкции являются втулочные и фланцевые.

Втулочная муфта (рис. 4.8) представляет собой втулку, надеваемую на концы соединяемых валов и закрепляемую на них штифтами, шпонками, шлицами или винтами. Материал втулок – сталь 35, 40, 45, чугун. Применяется для соединения валов диаметром до 100 мм. Размеры муфты зависят от диаметров вала: D = (1,5…1,8)d; L = (2,5…4)d.

Прочность муфты определяется прочностью ее соединения с валом. Основным недостатком этой муфты является необходимость точного совмещения осей валов, а для их разъединения требуются значительные смещения валов по оси.

Рис. 4.8

Фланцевая муфта (рис. 4.9) наиболее распространенная – состоит из двух полумуфт, насаживаемых на концы валов и соединенных между собой болтами. Болты ставят с зазором или без зазора. В первом случае момент передается за счет трения на стыке полумуфт от затяжки болтов с силой

F_зат = 2Т_рS/(d_ср z f), (4.12)

где S = 1,2…3,0 – коэффициент запаса сцепления;

f = 0,15…0.2 – коэффициент трения;

d_ср – средний диаметр кольцевой поверхности трения;

z - число болтов.

Рис. 4.9

Если болты поставлены без зазора, то момент передается болтами, которые работают на срез и на смятие; несущая способность при одинаковых размерах в 5…6 раз больше, чем в первом варианте. Применяется для соединения валов диаметрами 12…250 мм. Достоинствами таких муфт являются простота конструкций и сравнительно небольшие размеры.

б). Компенсирующие муфты – это муфты, позволяющие компенсировать незначительные осевые Δℓ, радиальные Δr и угловые Δα смещения валов, обусловленные погрешностями монтажа, а также деформациями валов от нагрузки (рис. 4.10). По конструкции наибольшее применение находят зубчатые, кулачково-дисковые и шарнирные муфты. Зубчатые муфты допускают смещения валов: продольное – до 8 мм, радиальное – до 0,6 мм и угловое – до 1⁰; применяют для диаметров валов 40…180 мм. Кулачково-дисковые (рис.1.11) муфты допускают радиальное смещение валов до 0,05d и угловое до 1⁰. Шарнирные муфты применяют при больших изменяющихся угловых смещениях валов (до 45⁰).

Рис.4.10

Рис. 4.11

в). Упругие муфты – это муфты, у которых вращающий момент между полумуфтами передается через упругие элементы. Они способны не только компенсировать линейные, радиальные и угловые смещения, но и демпфировать колебания, амортизировать толчки и удары. По материалу упругих элементов они делятся на муфты с неметаллическими (резина с высокой эластичностью, кожа) и металлическими пружинами (пружины, пластины и др.) упругими элементами. Широкое применение в приводах от электродвигателя к редукторам и в других случаях для валов диаметрами 10…180 мм находят упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП (рис. 4.12). По конструкции они аналогичны фланцевым, но вместо болтов поставлены пальцы с резиновыми (кожаными) втулками или набором колец из них. Допускают смещение валов Δℓ = 1…5 мм, Δr = 0,2…0,5 мм; Δα = 1⁰.

Рис. 4.12

Применяются также упругие муфты с резиновой звездочкой, с торообразной оболочкой и др.

4.2.3 Управляемые и самоуправляемые муфты

Управляемые и самоуправляемые муфты по принципу работы являются сцепными. Конструктивно управляемые муфты состоят, как правило, из двух полумуфт, одна из которых жестко укреплена на конце одного вала, а вторая может перемещаться в осевом направлении соединяемого вала от ручного или специального привода. Применяются при строгой соосности валов при частых пусках и остановках, необходимости изменения режима работы и реверсирования (коробки скоростей, механизмы сцепления и др.). Передача вращающего момента осуществляется либо за счет зацепления (кулачковые и зубчатые муфты), либо силами трения (фрикционные муфты). Фрикционные муфты (рис. 4.13) по форме рабочей поверхности разделяют на одно- и многодисковые, цилиндрические, конические (рис. 4.14).

Рис. 4.13

Рис. 4.14

Самоуправляемые муфты выполняют автоматически одну из следующих функций: ограничение передаваемой нагрузки – предохранительные муфты; передачу нагрузки (вращающего момента) только в дном направлении – обгонные муфты; включение и выключение при заданной скорости вращения – центробежные муфты.

Предохранительные муфты срабатывают, когда вращающий момент превышает установленную величину. К предохранительным относят все фрикционные муфты, отрегулированные на определенную величину момента, при повышении которого происходит проскальзывание фрикционных элементов. Эти муфты получили наибольшее применение при частых перегрузках. Менее распространены кулачковые и шариковые муфты, в которых при перегрузках кулачки или шарики одной полумуфты выдавливаются из впадин другой и муфта размыкается. При резких перегрузках применяют муфты со срезным штифтом или шпонкой (рис. 4.15). Обгонные муфты (муфты свободного хода) разделяют на храповые, работающие по принципу зацепления; фрикционные, действующие вследствие заклинивания промежуточных тел (роликов, шариков) между полумуфтами. Фрикционные муфты (рис. 4.16) наиболее распространены, особенно в трансмиссиях машин и передачах транспортных средств (велосипеды, мотоциклы и др.).

Рис. 4.15 Рис. 4.16

Центробежные муфты применяются для автоматического включения и выключения исполнительного механизма с помощью регулировки угловой скорости двигателя; разгона машин при двигателе с малым пусковым моментом; повышения плавности пуска; для предотвращения резонанса и т.п. Распространены центробежные муфты с шариками, а также колодочные и дисковые фрикционные муфты.

Различные типы муфт находят широкое применение в артиллерийской технике. Например: электромагнитные. Фрикционные, дисковые и кулачковые как предохранительные муфты в механизмах подъема и поворота боевых машин РСЗО; цилиндрические втулочные муфты в накатниках, в механизмах подъема колес и поворотных механизмах артиллерийских орудий.

4.2.4. Выбор и понятие о расчете муфт

Большинство муфт стандартизовано. Основными характеристиками стандартных муфт являются: допускаемый расчетный вращающий момент [Т_р], частота вращения, размеры, масса, момент инерции. Стандартные муфты выбирают в зависимости от назначения и условий работы по величине расчетного момента

Т_р = КТ ≤ [Т_р], (4.13)

где Т – передаваемый вращающий момент в Н·м;

К – коэффициент режима работы, выбираемый по таблице в зависимости от назначения привода и машины в целом.

Учитывается также диаметр соединяемых валов.

Для выбранной стандартной фланцевой муфты (см.рис. 4.9), укрепленной болтами с зазором по формуле (4.12) определяется сила затяжки болтов. Болты, поставленные без зазора, проверяются на срез и смятие по формулам сопротивления материалов.

Зубья зубчатых компенсирующих муфт проверяются по контактному давлению на рабочих поверхностях

Р = ≤[Р] (4.14)

где в,h, d – длина, высота зуба и диаметр делительной окружности;

z – число зубьев;

[Р] = 4…5 МПа – допускаемое контактное давление.

Для муфт типа МУВП (см. рис. 4.12) с целью ограничения износа определяют давление пальца на втулку по формуле

Р = ≤ [Р], (4.15)

где z ≈ 6 – число пальцев;

D ₀ – диаметр окружности расположения осей пальцев;

d _n – диаметр пальцев;

ℓ - длина упругого элемента;

[Р] ≈ 2 МПа.

Упругий элемент (втулка) может проверяться на смятие, а палец – на изгиб.

Условие работоспособности фрикционных муфт (рис. 4.13).

Р = ≤ [Р], (4.16)

где F _a - осевая сила;

D₀ – средний диаметр контакта;

z - число пар поверхностей трения;

А – площадь поверхности трения;

f - коэффициент трения и [Р] (выбирается по справочнику в зависимости от материала трущихся поверхностей). Например, асбест или ферадо по стали и чугуну [Р] = (0,2…0,3) МПа; f = 0,3.

4.2.5. Назначение, классификация, конструкция и применение тормозов в машинах и артиллерийской технике

Тормоза – комплекс устройств для снижения скорости движения или для осуществления полной остановки машины или механизма, а в подъемно-транспортных машинах также для удержания груза в подвешенном состоянии.

По принципу действия тормоза подразделяются на механические (фрикционные), гидравлические и электрические (электромагнитные, индукционные и т.д.).

По конструктивному выполнению рабочих элементов различают тормоза колодочные, ленточные. Дисковые, конические и др.

Поиск по сайту: