загрузка...
загрузка...
На головну

Сили і силові залежності в пасової передачі.

  1. Amp; 10. Основні напрямки сучасної філософія історії
  2. I. 2.4. Принципи та методи дослідження сучасної психології
  3. I. Насамперед розглянемо особливість суджень залежно від ізмененіясуб'екта.
  4. I.1. Римське право у сучасній правовій культурі
  5. III.2. Іншомовних слів В СУЧАСНІЙ РОСІЙСЬКОЇ МОВИ
  6. III.4. Антоніми В СУЧАСНІЙ МОВИ
  7. Rооt (Вираз, ім'я_змінної)

Поява достатніх сил тертя між ременем і шківами, що забезпечують передачу необхідного моменту досягається шляхом попереднього натягу ременя, при цьому в ременях непрацюючого ременя виникає сила .

= 1,5МПа

 ; V-швидкість ременя; Z-число ременів

П  ри холостому ході

З умови рівноваги моментів зовнішніх сил щодо осі обертання:

; ; ;

; ; ; ; .

Ці рівняння встановлюють зміни натягу ведучої і веденої гілок.

61.Напруження в ремені

При роботі пасової передачі напруги по довжині ременя розподіляються нерівномірно (рис. 17.6). Розрізняють такі види напруги в ремені:

1.
 Попереднє напруження ??. У стані спокою або при холостому ході кожна гілка ременя натягнута з силою Fo, отже,


де А - площа поперечного перерізу ременя.

2.
 Питома окружна сила (корисне напруга) kn. Ставлення окружний сили в передачі (корисного навантаження) Ft до площі поперечного перерізу А називають питомою окружний силою kn або корисним напругою:


Питома окружна сила kn є різницею напруг у провідній ?? і відомою ?2 гілках ременя при робочому ході на малій швидкості (без урахування впливу відцентрових сил), т. Е.

Значним kn оцінюється тягова здатність пасової передачі.

3.
 Напруга вигину АІ. Виникає в ремені при обгинанні шківів. Згідно із законом Гука ?? = ? ?, де г = Утаки / г - відносне подовження волокон на опуклій стороні ременя при вигині. Згідно рис. 17.7 Утаки = 0,56 і r = 0,5 (d + ?), отже,

Таким чином, натя- ж е н і е в провідною і відомою гілках ременя при роботі буде Fx + FVt F2 + Fv і для холостого ходу F0 + Fv.

Напрямок сили Fn приймають по лінії центрів передачі. Зазвичай Fn в 2 ... 3 рази більше окружний сили Ft, що є великим недоліком ремінних передач.

62.Розрахунок пасової передачі по тягової здатності, ККД передачі

Тягова здатність підвищується зі збільшенням кута охоплення a1, коефіцієнта тертя f ременя на шківі, сили початкового натягу F0 і зменшується з ростом швидкості ременя vl через дії відцентрових сил, які відривають ремінь від шківа. Однак зі зростанням сили F0 навантаження на вали зростає, а довговічність ременя зменшується. Це обмежує граничне значення сили F0

Розрахунок на тягову здатність заснований на використанні кривих ковзання (рис. 14.8), які будують в координатах коефіцієнт тяги - відносне ковзання. коефіцієнт тяги

Він характеризує рівень навантаженості передачі обертає і не залежить від її розмірів. Звідси можна визначити напруги в ремені від окружної сили

Мал. 14.8. Криві ковзання і ККД

Відносне ковзання знаходять з формули (14.9):

Криві ковзання отримують експериментально: при постійних F0 і V1 поступово підвищують корисне навантаження - окружну силу на шківах Ft і вимірюють відносне ковзання. Випробування ремінних передач проводять при типових умовах: V1 = 10 м / с, a1 = 180 °. До деякого критичного значення коефіцієнта тяги крива ковзання має прямолінійний характер, так як ковзання викликається пружними деформаціями ременя, які пропорційні коефіцієнту тяги.

При подальшому зростанні навантаження крім пружного ковзання виникає додаткове прослизання і сумарне ковзання зростає швидше, ніж навантаження. Потім крива ковзання різко піднімається вгору, і при граничному значенні коефіцієнта тяги настає повне буксування, т. Е. Шків обертається при нерухомому ремені. При цьому величина кута досягає значення кута охоплення a1

При роботі передачі виникають втрати: на пружний гістерезис; на ковзання ременя по шківах в окружному напрямку; на подолання аеродинамічних опорів; на тертя в підшипниках. У клинопасовій передачі через значної висоти профілю додаються втрати на радіальне ковзання і на поперечний стиск ременя в канавці. Найбільша частка втрат припадає на гістерезис при вигині, особливо для клино-ремінних передач. Втрати при вигині і аеродинамічні не залежить від навантаження на передачу, тому ККД передачі при малих навантаженнях низький. ККД досягає максимуму при критичному коефіцієнті тяги, (рис. 14.8), потім починає зменшуватися в зв'язку з втратами на буксування. Криву зміни ККД отримують експериментально.

Криві ковзання і ККД показують, що оптимальне навантаження пасової передачі лежить в зоні критичного коефіцієнта тяги, де ККД найбільший. При менших навантаженнях можливості передачі використовуються не повністю. Перехід за критичне значення коефіцієнта тяги допустимо тільки при короткочасних перевантаженнях. Робота в цій області пов'язана з підвищеним зносом ременя, втратами енергії в передачі і зниженням швидкості на відомому шківі. Середні значення, отримані з випробувань при типових режимах, для клинових ременів становить приблизно 0,7, для плоских синтетичних - 0,5, для прогумованих - 0,6. Оптимальні значення окружної сили і переданої потужності знаходять за формулами

63.Розрахунок довговічності ременя

Ремінь відчуває змінні циклічні напруги (див. Рис. 14.7), що призводять до втомним пошкоджень ременя і виходу його з ладу. Рівняння кривої втоми Велером для ременів наближено має вид

де т і С - постійні, що визначаються експериментально; - Максимальні нормальні напруги в ремені; NE - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби ременя:

тут zш - число шківів в передачі; Lh - ресурс ременя, ч; - - Коефіцієнт, що враховує різну деформацію вигину ременя на меншому і більшому шківах; L - довжина ременя, м. При передавальному відношенні u = 11 = 1, зі збільшенням передавального відношення вплив вигину на більшій шківі зменшується, а - збільшується. Розрахунок ременів на довговічність вимагає накопичення експериментальних даних про параметри кривих втоми, в зв'язку з чим в даний час цей розрахунок поки застосовують не для всіх типів передач.

Провідна галузь ланцюга в процесі роботи має постійний навантаження F1, соcтоящую з корисною сили F і натягу веденої гілки F2:

F1 = F + F2

Натяг веденої гілки з явним запасом зазвичай приймають F2 = Fq + Fц де Fq - натяг від дії сили тяжіння; Fц - натяг від дії відцентрових навантажень на ланки ланцюга.

Натяг Fq (Н) визначається наближено, як для абсолютно гнучкою нерастяжимой нитки:

Fq = ql2 / (8f) g cos (

де q - маса одного метра ланцюга, кг; l - відстань між точками підвісу ланцюга, м; f - стріла провисання, м; g - прискорення вільного падіння, м / с2; (- Кут нахилу до горизонту лінії, що з'єднує точки підвісу ланцюга, який наближено приймають рівним куту нахилу передачі. Беручи l рівним міжосьовому відстані а і f = 0,02 а, отримуємо спрощену залежність

Fq = 60qa cos ((10q

Натяг ланцюга від відцентрових навантажень Fц (Н) для ланцюгових передач визначають за аналогією з ремінними передачами, т. Е.

Fц = qv2,

де v - швидкість руху ланцюга, м / с.

Відцентрова сила, що діє по всьому контуру ланцюга, викликає додатковий знос шарнірів. Розрахункове навантаження на вали ланцюгової передачі дещо більше корисної окружної сили внаслідок натягу ланцюга від маси. Отож її приймають RmF. При горизонтальній передачі беруть Rm = 1,15, при вертикальної Rm = 1,05. Ланцюгові передачі всіх типів перевіряють на міцність за значеннями руйнує навантаження Fразр (див. Табл. 12.1) і натягу найбільш навантаженої гілки F1max, визначаючи умовну величину коефіцієнта запасу міцності

K = Fразр / F1max,

Де F1max = F + Fq + Fц + Fд (визначення Fд см. § 12.7).

Якщо значення коефіцієнта запасу міцності К> 5 ... 6, то вважають, що ланцюг задовольняє умовам статичної міцності.

64. Клиноременева передача

У клинопасовій передачі гнучка зв'язок здійснюється приводним ременем трапецевідного перетину з кутом профілю? рівному 40 ° (в недеформованому стані). У порівнянні з плоским ременем клиновидний ремінь передає великі тягові зусилля, але передача з таким ременем має знижений ККД.

Кліноременниє передачі доцільно використовувати при великих передавальних відносинах, малих міжосьових відстанях і вертикальному розташуванні осей валів. Швидкість ременів клиноремінною передачі не повинна перевищувати 30 м / с. В іншому випадку клиновидні ремені будуть вібрувати.

Клиновидні ремені для приводів загального призначення стандартизовані ГОСТ 1284.1-89.

При монтажі клинопасової передачі особливу увагу звертають на правильність III установки клиновидного ременя в канавці обода шківа (рис. 185).

Зубчасто-ремінна передача

Зубчасті ремені виконують нескінченними плоскими з виступами на внутрішній поверхні, які входять в зачеплення з зубами на шківах (рис. 14.10). Переваги передач: відносно малі габарити, сталість передавального числа, високий ККД, малі сили, що діють на вали. Їх застосовують при високих швидкостях (до 50м / с), передавальних числах до 12, потужностях до 100 кВт. Недолік передач - привід не захищений від перевантажень за рахунок прослизання ременя.

Ремені виготовляють двох видів: ливарні (довжиною до 800 мм) або складальні з армованого металлотросом або стеклокордом неопрена або поліуретану. Зуби ременя виконують з трапецеїдальним або напівкруглим профілем (рис. 14.10, б). Напівкруглий профіль забезпечує більш рівномірний розподіл напружень в ремені, можливість підвищення навантажень на 40%, більш плавний вхід зубів у зачеплення.

Основний геометричний параметр передачі - модуль, де Р- крок ременя. Для ременів з трапецеїдальним зубом нормалізовані модулі в діапазоні від 1 до 10 мм, ремені з напівкруглими зубцями випускають з модулем 3,4 і 5 мм.

Число зубів меншого шківа приймають від 10 до 26 в залежності від частоти обертання шківа і модуля. Число зубів більшого шківа

(14.36) де передавальне відношення u = n1 / n2

Попереднє значення довжини ременя при заданому міжосьовій відстані а визначають по залежності (14.4). Число зубів ременя

Отримане значення zp округлюють до найближчого нормалізованого і визначають остаточне значення довжини ременя.

Міжосьова відстань уточнюють по (14.5). Основний критерій розрахунку передачі - втомна міцність зубів ременя. Модуль ременя визначають за формулою

Отримане значення модуля округляють до нормалізованого. Ширина ременя, мм,

де розрахункова сила, що передається ременем, Н; - Швидкість ременя, м / с; - число зубів ременя, що знаходяться в зачепленні з малим шківом; a1 - кут охоплення ременем малого шківа, град; h - висота зуба ременя, мм; Сп - коефіцієнт, що враховує наявність натяжної або направляючого ролика; - Коефіцієнт нерівномірності розподілу окружний сили між зубами через помилки виготовлення по кроку, звичайно = 1,1 ... 1,2; [Р] - допустиме середнє тиск МПа, на зубах ременя.

65. Ланцюгова передача складається з ведучої і відомої зірочок і ланцюга, що охоплює зірочки і зачіпатися за їх зуби. Застосовують також ланцюгові передачі з кількома відомими зірочками. Крім перерахованих основних елементів, ланцюгові передачі включають натяжні пристрої, мастильні пристрої та огородження.

Ланцюг складається з з'єднаних шарнірами ланок, які забезпечують рухливість або «гнучкість» ланцюга.

Ланцюгові передачі можуть виконуватися в широкому діапазоні параметрів.

Широко використовують ланцюгові передачі в сільськогосподарських і підйомно-транспортних машинах, нефтебуровом обладнанні, мотоциклах, велосипедах, автомобілях. Ланцюгові передачі застосовують:

а) при середніх міжосьових відстанях, при яких зубчасті передачі вимагають проміжних ступенів або паразитних зубчастих коліс, що не викликані необхідністю отримання потрібного передавального відносини;

б) при жорстких вимогах до габаритів або

в) при необхідності роботи без прослизання (що перешкоджає застосуванню кліноременних передач).

Крім ланцюгових приводів, в машинобудуванні застосовують ланцюгові пристрою, т. Е. Ланцюгові передачі з робочими органами (ковшами, скребками) в транспортерах, елеваторах, екскаваторах та інших машинах.

До переваг ланцюгових передач відносять:

1) можливість застосування в значному діапазоні міжосьових відстаней;

2) менші, ніж у ремінних передач, габарити;

3) відсутність ковзання;

4) високий ККД;

5) малі сили, що діють на вали, тому що немає необхідності у великій початковому натягу;

6) можливість легкої заміни ланцюга;

7) можливість передачі руху декільком зірочкам.

Разом з тим ланцюгові передачі не позбавлені недоліків:

1) вони працюють в умовах відсутності рідинного тертя в шарнірах і, отже, з неминучим їх зносом, істотним при поганому змащення і попаданні пилу і бруду; знос шарнірів призводить до збільшення кроку ланок і довжини ланцюга, що викликає необхідність застосування натяжних пристроїв;

2) вони вимагають більш високої точності установки валів, ніж кліноременниє передачі, і більш складного догляду - змазування, регулювання;

3) передачі вимагають установки в картерах;

4) швидкість руху ланцюга, особливо при малих числах зубів зірочок, не постійна, що викликає коливання передавального відносини, хоча ці коливання невеликі (див. § 7).

Переваги ланцюгових передач

1. Передача руху зачепленням, а не тертям дозволяє передавати великі потужності, ніж за допомогою ременя;

2. Практично не потрібно натяг ланцюга, отже, зменшується навантаження на вали і опори;

3. Відсутність ковзання і буксування забезпечує сталість середнього передавального відношення;

4. Ланцюги можуть стійко працювати при менших міжосьових відстанях і забезпечити більшу передавальне відношення, ніж пасова передача;

5. Ланцюгові передачі добре працюють в умовах частих пусків і гальмувань;

6. Ланцюгові передачі мають високий ККД.

8.3 Недоліки ланцюгових передач

1. Знос ланцюга при недостатньому мастилі і поганий захист від бруду;

2. Складний догляд за передачею;

3. Підвищена вібрація і шум;

4. У порівнянні з зубчастими передачами підвищена нерівномірність руху;

5. Подовження ланцюга в результаті зносу шарнірів і сход ланцюга зі зірочок.

8.4. Класифікація ланцюгів

Головний елемент ланцюгової передачі - приводний ланцюг, яка складається з з'єднаних шарнірами ланок.

Основними типами приводних ланцюгів є втулкові, роликові і зубчасті, які стандартизовані і виготовляються спеціалізованими заводами.

Залежно від переданої потужності втулкові і роликові ланцюги виготовляють однорядними і багаторядними з числом рядів 2 ... 4.

Роликові ланцюги ріс.2.7.2 складаються з двох рядів зовнішніх і внутрішніх пластин. У зовнішні пластини запресовані валики, пропущені через втулки, на які запресовані внутрішні пластини. Валики і втулки утворюють шарніри. На втулки вільно надіті загартовані ролики. Зачеплення ланцюга із зірочкою відбувається через ролик, який перекочується по зубу і зменшує його знос. Крім того, ролик вирівнює тиск зуба на втулку і оберігає її від зношування. Роликові ланцюги мають широке поширення.

66. Геометричні співвідношення і передавальне число ланцюгової передачі

1) крок «р» ланцюга є основним параметром ланцюгової передачі. Він приймається по ГОСТу. Чим більше крок, тим вище здатність навантаження ланцюга. Але при цьому сильніше удар ланки про зуб в період набігання на зірочку, менше плавність, безшумність і довговічність передачі. При великих швидкостях застосовують ланцюга з малим кроком.

2) оптимальне міжосьова відстань приймають з умови довговічності ланцюга:

3) довжина ланцюга (2.7.1),

її вимірюють числом кроків або ланок. Для нормальної роботи передачі ведена гілка повинна мати вільний хід, для чого міжосьова відстань зменшують на (0,002 ... 0,004) а ...

Під час роботи передачі стріла провисання веденої гілки збільшується. Регулювання натягу ланцюга здійснюється нажімнимі роликами або відтяжними зірочками. Натяжні пристрої повинні компенсувати подовження ланцюга в межах двох ланок, при більшому подовженні дві ланки ланцюга видаляють.

Ковзання ременя. У пасової передачі виникають два види ковзання ременя по шківа: пружне - неминуче при нормальній роботі передачі і буксування - при перевантаженні.

В процесі обегания ременем ведучого шківа натяг його падає від F \ до F2 (рис. 17.5). Ремінь коротшає і відстає від шківа - виникає пружне ковзання. На відомому шківі відбувається аналогічне ковзання, але тут натяг ременя зростає від F2 до Л, він подовжується і випереджає шків. Пружне ковзання ременя відбувається не на всій дузі обхвату, а лише на частині її - дузі ковзання ас, яка завжди розташовується з боку збігання ременя зі шківа. Довжина дуги ковзання визначається умовою рівноваги окружний сили Ft = F? - - F2 і сил тертя на цій дузі.

З боку набігання ременя на шків є дуга спокою ап, на якій сила в ремені не змінюється, залишаючись рівною натягу набігає гілки, і ремінь рухається разом зі шківом без ковзання. Сума дуг ас і ап дорівнює дузі обхвату а.

Швидкості прямолінійних гілок ? \ і ?2 рівні окружним швидкостям шківів, на які вони набігають. Втрата швидкості ? ? - v2 визначається ковзанням на провідному шківі, де напрямок ковзання не збігається з напрямком руху шківа (див. Дрібні стрілки на дузі aci, рис. 17.5).

Таким чином, пружне ковзання ременя неминуче в пасової передачі, воно виникає в результаті різниці натягів

провідною і відомою гілок. Пружне ковзання призводить до зниження швидкості, отже, до втрати частини потужності, а також викликає електризацію, нагрівання і зношування ременя, скорочуючи його довговічність.

У міру зростання сили Ft зменшується дуга спокою ???, отже, зменшується і запас сил тертя. При значного перевантаження дуга ковзання aci досягає дуги обхвату ?? і ремінь ковзає по всій поверхні торкання з провідним шківом, т. Е. Буксує. При буксовании ведений шків зупиняється, к.к.д. передачі падає до нуля.

67.^ КРИТЕРІЇ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ І РОЗРАХУНКУ ланцюгових передач. МАТЕРІАЛИ КІЛ

Ланцюгові передачі виходять з ладу з наступних причин:

Знос шарнірів, що призводить до подовження ланцюга і порушення її зачеплення із зірочками (основний критерій працездатності для більшості передач).

Втомне руйнування пластин по проушинам основний критерій для швидкохідних тяжелонагружен-іих роликових ланцюгів, що працюють в закритих картерах з гарним змазуванням.

Провертання валиків і втулок в пластинах в місцях запресовування-поширена причина виходу з ладу ланцюгів, пов'язана з недостатньо високою якістю виготовлення.

Викришування і руйнування роликів.

Досягнення граничного провисання холостий гілки - один з критеріїв для передач з нерегульованим міжосьовим відстанню, що працюють при відсутності натяжних пристроїв і обмежених габаритах.

Знос зубів зірочок.

Згідно з наведеними причинами виходу ланцюгових передач з ладу можна зробити висновок про те, що термін служби передачі найчастіше обмежується довговічністю ланцюга.

Довговічність ж ланцюга в першу чергу залежить від зносостійкості шарнірів.

Матеріал і термічна обробка ланцюгів мають вирішальне значення для їх довговічності.

Пластини виконують з середньовуглецевих або легованих гартованих сталей: 45, 50, 40Х, 40ХН, ЗОХНЗА твердістю переважно 40 ... 50HRCе; пластини зубчастих ланцюгів - переважно зі сталі 50. Меч у пластини, як правило, виготовляють з легованих сталей. Пластини в залежності від призначення ланцюга гартують до твердості 40 .-. 50 HRCе. Деталі шарнірів валики, втулки і призми - виконують переважно з цементуемих сталей 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗ, 20ХІЗА, 20Х2Н4А, ЗОХНЗА і піддають гарту до 55 .-. 65 HRCе. У зв'язку з високими вимогами до сучасних ланцюговим передачам доцільно застосовувати леговані стали. Ефективне застосування газового ціанування робочих поверхонь шарнірів. Многократкого підвищення ресурсу ланцюгів можна досягти дифузійним хромуванням шарнірів. Втомну міцність пластин роликових ланцюгів істотно підвищують обтисненням країв отворів. Ефективна також дробоструминної обробки.

У шарнірах роликових ланцюгів для роботи без мастильного матеріалу або при убогою його подачі починають застосовувати пластмаси.

Ресурс ланцюгових передач в стаціонарних машинах має становити 10 ... 15 тис. Ч роботи.

Для відповідальних силових передач слід по можливості застосовувати безперервне картерноё змазування видів:

а) зануренням ланцюга в масляну ванну, причому занурення ланцюга в масло в найглибшій точці не повинно перевищувати ширини пластини; застосовують до швидкості ланцюга 10 м / с, щоб уникнути неприпустимого збовтування масла;

б) розбризкування за допомогою спеціальних розбризкують виступів або кілець і відображають щитків, за якими масло стікає на ланцюг, застосовують при швидкості 6 ... 12 м / с у випадках, коли рівень масла у ванні не може бути піднятий до розташування ланцюга;

в) циркуляційні струминне змазування від насоса, найбільш досконалий спосіб, застосовують для потужних швидкохідних передач;

г) циркуляційні відцентрове з подачею масла через канали в валах і зірочках безпосередньо на ланцюг; застосовують при обмежених габаритах передачі, наприклад, в транспортних машинах;

д) циркуляційні змазування розпиленням крапель олії в струмені повітря під тиском; застосовують при швидкості понад 12 м / с.

У середньошвидкісних передачах, які не мають граматичних картеров, можна застосовувати пластичне внутрішарнірное або крапельне змазування. Пластичне внутрішарнірное змазування здійснюють періодичним, через 120 ... 180 ч, зануренням ланцюга в масло, нагріте до температури, що забезпечує його розрідження. Пластичний мастильний матеріал застосуємо при швидкості ланцюга до 4 м / с, а краплинне змазування - до 6 м / с.

У передачах з ланцюгами великих кроків граничні швидкості для кожного способу змащування трохи нижче.

При періодичній роботі і низьких швидкостях руху ланцюга допустимо періодичне змазування за допомогою ручної маслянки (через кожні 6 ... 8 год). Масло подається на нижню гілку біля входу в зачеплення із зірочкою.

При краплинному ручному, а також струменевому змащення від насоса необхідно забезпечувати розподіл мастильного матеріалу по всій ширині ланцюга і потрапляння його між пластинами для змащування шарнірів. Підводити мастило переважно на внутрішню поверхню ланцюга, Звідки під дією відцентрової сили вона краще подається до шарнірів.

Залежно від навантаження для змащування ланцюгових передач застосовують олії індустріальні І-Г-А-46 ... І-Г-А-68, а при малих навантаженнях Н-Г-А-32.

За кордоном почали випускати для роботи при легких режимах ланцюга, які не потребують змазування, що труться поверхні яких покриті самозмащувальної антифрикційними матеріалами.

68. Пружина - деталь машини або механізму, що служить для тимчасового накопичення енергії за рахунок пружної деформації під впливом навантаження. За припинення дії навантаження пружина віддає накопичену енергію і відновлює свою первинну форму. Пружини широко застосовуються в залізничному транспорті, автомобілебудуванні, машинобудуванні, приладобудуванні та інших галузях народного господарства. Пружини застосовуються в якості двигуна в механізмах годин. Енергію пружин використовують в важільному затворі вогнепальної зброї. Від якості виготовлених пружин залежить надійність і стійкість роботи механізмів.

Основною вимогою до пружини є можливість поглинання сильних навантажень за рахунок пружної деформації відповідно до відомими якостями пружин. Тому, пружини застосовують для амортизації рухомих мас, для поглинання ударів або найчастіше для запасання фізичної роботи (наприклад, повертають пружини або пружини механічного захисту гальмівних систем).

При відомій залежності сили від зсуву, пружини можуть також бути використані для вимірювання сил. Для цієї мети використовується властивість пружин в пружинно-масових системах.

Пружини діляться на кілька класів: манжетні пружини, кільцеві пружини, пластинчасті пружини, гвинтові пружини. Трибологические проблеми переважно виникають при ковзанні одного металевої поверхні за іншою при відносному русі, тобто коли контактують частини пружини. Саме тому, що пружини поглинають силу за рахунок пружної деформації повинно виникнути рух однієї поверхні відносно іншої. Наприклад, коли, скажімо, кільцеві пружини використовуються як буферна пружина, велика частина механічної енергії перетворюється в тепло за рахунок тертя. Тут, як і в інших випадках, необхідно застосовувати мастило. При використанні мастила ефект уповільнення корозії, також може знайти застосування.

69. Вали і осі

призначення

Вали - деталі, призначені для передачі крутного моменту вздовж своєї осі і для підтримки обертових деталей машин. Вал сприймає сили, що діють на деталі, і передає їх на опори. При роботі вал відчуває вигин і кручення. Осі призначені для підтримки обертових деталей, корисного крутного моменту не передають. Осі не відчувають кручення. Осі можуть бути нерухомі і вращающіеся.Классіфікація валів

За призначенням:

а) вали передач, що несуть деталі передач - муфти, зубчасті колеса, шківи, ??зірочки;

б) корінні вали машин;

в) інші спеціальні вали, що несуть робочі органи машин або знарядь - колеса або диски турбін, кривошипи, інструменти і т.д.

За конструкцією і формою:

а) прямі;

б) колінчасті;

в) гнучкі.

Прямі вали поділяються на:

а) гладкі циліндричні;

б) ступінчасті;

в) вали - шестірні, вали - черв'яки;

г) фланцеві;

д) карданні.

За формою поперечного перерізу:

а) гладкі суцільного перетину;

б) пустотілі (для розміщення співвісного вала, деталей управління, подачі масла, охолодження);

в) шліцьові.

Осі поділяють на обертові, що забезпечують кращу роботу підшипників, і нерухомі, що вимагають вмонтування підшипників в обертові деталі,

Конструктивні елементи валів і осей

Опорна частина вала або осі називається цапфою. Кінцева цапфа називається шипом, а проміжна - шийкою.

Кільцевий потовщення валу, що становить з ним одне ціле, називається буртиком. Перехідна поверхня від одного перерізу до другого, що служить для упору посаджених на вал деталей, називається заплечиком.

Для зменшення концентрації і підвищення міцності, переходи в місцях зміни діаметра вала або осі роблять плавними. Криволінійну поверхню плавного переходу від меншого перетину до більшого називають жолобник. Жолобники бувають постійної і змінної кривизни. Змінність радіуса кривизни галтелі підвищує несучу здатність вала на 10%. Жолобники з подвнутреніем збільшують довжину базування маточин.

Підвищення міцності валів в перехідних перетинах досягається також видаленням малонапряженний матеріалу: виконанням розвантажувальних канавок і висвердлюванням отворів в ступенях великого діаметру. Ці заходи забезпечують більш рівномірний розподіл напружень і знижують концентрацію напружень

Форма вала по довжині визначається розподілом навантажень, тобто епюрами изгибающих і крутять моментів, умовами зборки і технологією виготовлення. Перехідні ділянки валів між ступенями різних діаметрів нерідко виконують з напівкруглої канавкою для виходу шліфувального круга.

Посадочні кінці валів, призначені для установки деталей, що передають обертаючий момент в машинах, механізмах приладах стандартизовані. ГОСТ встановлює номінальні розміри циліндричних валів двох виконань (довгі і короткі) діаметрів від 0,8 до 630 мм, а також рекомендовані розміри кінців валів з різьбою. ГОСТ встановлює основні розміри конічних кінців валів з конусностью 1:10 також двох виконань (довгі і короткі) і двох типів (з зовнішньої і внутрішньої різьбленням) діаметрів від 3 до 630 мм.

'Горяни валів для полегшення насадки деталей, щоб уникнути обмятій і пошкодження рук робітників виконують з фасками.

Матеріали і термообробка

Вибір матеріалу і термічної обробки валів і осей визначається критеріями їх працездатності.

Основними матеріалами для валів і осей служать вуглецеві і леговані стали завдяки високим механічним характеристикам, здатності до зміцнення і легкості отримання циліндричних заготовок прокаткою.

Для більшості валів застосовують середньовуглецеві і леговані стали 45, 40Х. Для високонапряженних валів відповідальних машин застосовують, леговані сталі 40ХН, 40ХНГМА, 30ХГТ, 30ХГСА і ін. Вали з цих сталей зазвичай піддають поліпшенню, загартуванню з високим відпусткою або поверхневому загартуванню з нагріванням ТВЧ і низьким відпусткою.

Для виготовлення фасонних валів - колінчастих, з великими фланцями і отворами - і важких валів поряд зі сталлю застосовують високоміцні чавуни (з кулястим графітом) і модифіковані чавуни.

70.

Критерії працездатності валів і осей

Вали і обертові осі при роботі відчувають циклічно змінюються напруги. Основними критеріями працездатності є опір втоми і жорсткість.

До технологічних способів відносяться термічна і хіміко-термічна обробка сталей, дробеструйная обробка і накочення деталей роликами, діамантове вигладжування (ущільнення поверхні округленим алмазним інструментом), ультразвукове зміцнення і т. Д. Наприклад, накочення резьб підвищує міцність деталі в 1,5 ... 2 рази і практично усуває концентрацію напружень біля основи різьби.

Конструктивні способи підвищення втомної міцності деталей не завжди повністю можуть усунути концентратори напружень. У таких випадках прагнуть замінити різкі концентратори помірно діючими.

З метою підвищення втомної міцності перехідних ділянок валів зменшують перепад діаметрів і вводять галтелі, ефективність яких залежить від величин їх радіусів. Для великих перепадів діаметрів рекомендується брати R / d 5> = 0,1, для малих перепадів - R / d = 0,05 ... 0,08 (рис. 64, I).



Попередня   1   2   3   4   5   6   7   8   Наступна
загрузка...
© um.co.ua - учбові матеріали та реферати