Шпаргалка по "Транспорту"

 Нормальное зацепление  пары зубьев возможено при  условии равенства. p_b1=p_b2, где p_b1 и p_b2,- шаги по основной окружности колёс. Отсюда следует что: 1)пара эвольвентных профилей с диаметрами d_b1 и d_b2, может зацепляться при различных межосевых расстояниях a_α;

2) эвольвентные колеса  с любыми числами зубьев могут сцепляться друг с другом, если шаги их равны;

3) эвольвентные колеса  могут сопрягаться с рейкой, имеющей произвольный угол профиля, если их основные шаги равны.

 

 

53. Геометрический расчёт  прямозубых передач

 

54. Размеры  колёс

 

55. Особенности зацепления  пары эвольвентных колёс.

56. Кинематика передач

57.  Усилия в передачах (статистика  передач)

 

58. Конструкция зубчатых  колёс.

Колеса небольших диаметров (менее 100...150 мм) изготовляют цельными из штампованных заготовок без углубления. Колеса большего диаметра (до 400...500 мм) выполняют (для уменьшения массы) с углублениями и отверстиями. В единичном и мелко-серийном производстве заготовки таких колес получают из сортового проката или поковок, полученных свободной ковкой, а в крупносерийном и массовом производстве— штамповкой .

 Колеса больших диаметров (свыше 400...500 мм) изготовляют сварными или литыми. Зубчатый венец делается за одно целое с валом (вал-шестерня), если толщина обода в месте, ослабленном шпоночным пазом, будет меньше 2,5 m   а также при высоких требованиях к точности центрирования колеса на вале. Валы-шестерни выполняют обычно из кованых заготовок.

59. Редукторы.  Комбинированный привод.

Редукторы.

Редуктором называют агрегат с передачами зацепления, который предназначен для повышения вращающего момента и уменьшения угловой скорости приводного двигателя. Используются в качестве передаточного механизма привода. Редукторы общего применения в приводах комплектуются четырехполюсными электродвигателями. Для обеспечения потребностей народного хозяйства промышленность выпускает редукторы и мотор-редукторы в широком диапазоне передаточных отношений от i_min=1 до i_max=3150. Около 75% редукторов изготавливается в двухступенчатом исполнении при  i = 8...40. Зубчатые редукторы выпускают серийно в одно-, двух- и трехступенчатом исполнени. Ряд одноступенчатых редукторов цилиндрических типа ЦУ обеспечивает передачу вращающих моментов на тихоходном валу от 250 до 4000 Н-м при i=2…6,3. Ряд двухступенчатых редукторов цилиндрических типа Ц2У  в диапазоне i=8..40 способен  передать момент T_T:=250…4000 Н-м. Промышленность выпускает редукторы Ц2У-Н и Ц2Н с зацеплением Новикова и др. Распространены соосные редукторы которые имеют меньшие габариты по длине. Для улучшения условий работы наиболее нагруженной тихоходной ступени изготовляют редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью в виде двух косозубых пар для обеспечения равномерного распределения  нагрузки между ними.

Такие редукторы имеют  на 20 % меньше массу, чем редукторы  с развернутой схемой колес, но более  трудоемки в изготовлении. Трехступенчатые редукторы типа Ц3У и др. имеют развернутую схему расположения колес .Используются также трехступенчатые редукторы с раздвоенной второй ступенью. Промышленность серийно выпускает мотор-редукторы — агрегаты, в которых .конструктивно объединены электродвигатель и редуктор:

 мотор-редукторы цилиндрические  двухступенчатые соосные типа  МЦ2С,  мотор-редукторы планетарные  зубчатые двухступенчатые типа  МПз2 и мотор-редукторы волновые  горизонтальные типа МВз. Получили распространение навесные редукторы и мотор-редукторы. Их выходной вал выполняется полым со шлицевым отверстием или канавкой под шпонку. Такой вал соединяется непосредственно с входным валом

приводимой машины.

Комбинированный привод. Приводом называют устройство, приводящее в движение машину или механизм. Он включает в себя обычно: источник энергии — двигатель, передаточный механизм на основе механических передач, согласующий скорости и моменты двигателя и рабочего органа машины (механизма), и аппаратуру  управления. В случаях, когда угловые скорости валов совпадают, применяют непосредственное их соединение муфтой (вентиляторы, насосы и т.п.).

Привод реализуется  применением  передач разных типов (например, ременной и зубчатой, ременной, зубчатой и цепной и  т.д.), а  также  многоступенчатых однотипных передач. Передачи разных типов можно располагать в кинематической цепи в произвольной последовательности.

Но нагруженность передач,  габариты и ресурс зависят от положения  передач в кинематической цепи и  разбивки передаточного отношения привода. В понижающем приводе по мере удаления от двигателя частота вращения колес, шкивов и звездочек снижается, а нагруженность соответственно возрастает. Поэтому в качестве низкооборотных ступеней целесообразно использовать передачи с более высокой нагрузочной способностью. Например, привод из ременной и зубчатой передач будет иметь меньшие габариты.

 

60. Валы и  оси. & 61. Назначение и классификация

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ВАЛОВ И ОСЕЙ

Назначение и классификация. Валы служат для  поддержания вращающихся деталей и передачи вращающего момента от одной детали к другой (в осевом направлении) Их условно разделяют на: простые валы (валы) - работают в условиях кручения, изгиба и растяжения (сжатия), их применяют в передачах: зубчатых, ременных и др.; торсионные валы (торсионы) - работают лишь в условиях кручения и передают вращающий момент, соединяя обычно два вала на индивидуальных опорах; оси — поддерживающие валы, работающие лишь в условиях изгиба. В зависимости от распределения нагрузок вдоль оси вала и условий сборки прямые валы выполняют гладкимиилиступенчатыми, Гладкие валы более технологичны. Коленчатые валы используют в поршневых двигателях и компрессорах Для передачи вращающего момента между агрегатами со смещенными в пространстве осями применяют специальные гибкие валы. Такие валы обладают высокой жесткостью при кручении и малой жесткостью при изгибе. В зависимости от расположения, быстроходности и назначения различают валы входные, промежуточные, выходные, тихо- или быстроходные, распределительные.

 

 

62. Особенности конструирования.

Конструктивная форма  вала   (оси)   зависит от нагрузки, способа фиксирования насаживаемой детали и условий сборки  (разборки).

Для осевого фиксирования деталей (подшипников, зубчатых колес  и др.) на валах выполняют упорные буртики или заплечики  .

 

63. Материалы  валов.

Для изготовления валов  используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 18Х2Н4МА, 40ХН2МА и др., титановые   сплавы   ВТЗ-1,   ВТ6   и ВТ9 . Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации. Быстроходные валы, в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостовиков), поэтому их изготовляют из цементируемых сталей 12Х2Н4А, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА . Валы-шестерни также изготовляют из цементируемых легированных сталей марок 12ХНЗА, 12Х2Н4А и др.

 

64. Расчёт валов  на прочность и жёсткость

Вал принадлежит к  числу наиболее ответственных деталей машин, нарушение его формы, или разрушение влечет за собой выход из строя всей  конструкции. Для обеспечения работоспособности и надежности валы и оси должны удовлетворять основным  критериям : прочности и жесткости (деформативности).

 

65. Нагрузки  на валы и расчётные схемы

66. Расчёт на прочность.

В предварительном (проектном) расчете диаметр входного вала d приближенно может быть найден по известному значению крутящего момента из условия прочности 

Где Т – крутящий момент в расчётном  сечении вала; [τ_k] - допускаемое напряжение на кручение. [τ_k] - =12...20 МПа для стальных валов; Р — передаваемая мощность, кВт; п — частота вращения вала, мин ^-1. Иногда при проектировании диаметр входного хвостовика вала (минимальный диаметр вала) принимают конструктивно (из практики проектирования) равным 0,8...1,0 d вала приводного двигателя. Наименьший диаметр промежуточного вала принимают обычно равным внутреннему диаметру подшипника. Оценку прочностной надежности вала в конструкции выполняют обычно в форме определения запасов прочности

 

67. Статический запас  прочности. Рассчитывают по наибольшей кратковременной нагрузке (с учетом динамических и ударных воздействий), которая не может вызвать усталостного разрушения (например, по нагрузке в момент пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например от неуравновешенности вращающихся деталей. Валы работают в основном в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, поэтому эквивалентное напряжение в точке наружного волокна: где σ_н и τ_к — наибольшие напряжения от изгиба моментом Ми и кручения моментом Т. σ_н=M_к/W_н; τ_к=T/W_k Здесь W_н и W_K — осевой и полярный момент сопротивления сечения вала, Так как W_k = 2W_Н, то с учетом этих соотношений можно записать Запас прочности по пределу текучести σ_Т – предел текучести материала вала. Обычно принимают допускаемый запас прочности [n_T]:=1,2…1,8. Сечение (опасное сечение), в котором следует определить запас nT), находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проецируют на координатные оси и строят эпюры моментов в координатных плоскостях. Затем геометрически суммируют изгибающие моменты, очерчивая эпюру прямыми линиями, что идет в запас прочности. Если угол между плоскостями 30°, то считают, что силы действуют в одной плоскости. Переменные напряжения в валах вызываются переменной или постоянной нагрузкой. Постоянные по величине и направлению силы передач вызывают во вращающихся валах переменные напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу с амплитудой и средними напряжениями: В расчетах валов условно принимают, что вращающий момент и касательные напряжения от кручения изменяются по пульсационному циклу, которому соответствуют амплитуда и среднее напряжение: Условие прочностной надежности в этом случае имеет вид n≥[n].Допускаемые значения запаса прочности при переменных напряжениях назначают на основе предшествующего опыта расчетов и эксплуатации [n]≥2,0. Высокооборотные валы в ряде конструкций работают в условиях изгибных, крутильных и изгибно-крутильных колебаний, вызывающих появление переменных напряжений. Эти напряжения могут быть опасными для прочности вала на резонансных режимах работы. Для предотвращения резонансных колебаний валов проводят их расчет на колебания. Для повышения сопротивления усталости валов используют различные конструктивные и технологические методы. Основной конструктивный метод повышения надежности валов — снижение концентрации напряжений в опасных сечениях путем увеличения радиусов галтелей и др. Существенное значение имеет правильный выбор материала и режима термической обработки заготовки   (вала). Для повышения сопротивления усталости валов производят упрочняющую обработку зон концентрации напряжений (выточек, галтелей, шпоночных канавок, резьбы и др.) путем обдувки дробью, лучом лазера и т. п.

68. Расчёт жёсткости вала. Упругие перемещения валов оказывают неблагоприятное влияние на работу связанных с ними соединений, подшипников, зубчатых колес и других деталей : увеличивают концентрацию контактных напряжений и износ деталей, снижают сопротивление усталости деталей и соединений, точность механизмов и т. п. Большие перемещения сечений вала от изгиба могут привести к выходу из строя конструкции вследствие заклинивания подшипников. Изгибная и крутильная жесткость валов существенно влияет на частотные характеристики системы при возникновении изгибных и крутильных колебаний. При проектировании валов следует проверять прогибы и углы φ поворота сечений, зависящих от требований, предъявляемых к валу, и особенностей его работы. Допустимые величины φ Максимальный прогиб вала не должен превышать (0,0002... 0,0003) L (L — расстояние между опорами), а допустимый прогиб под колесами составляет: 0,01m — для цилиндрических и 0,005 m — для конических, гипоидных и глобоидных передач ( m — модуль зацепления). Допустимые относительные углы закручивания валов Ө зависят от требований и условий работы конструкции и лежат в пределах 0,20...1° на 1 м длины вала.

69. Общие сведения о  подшипниках скольжения. Подшипник скольжения  является парой вращения. Состоит из опорного участка вала (цапфы) и собственно подшипника 2, в котором скользит цапфа. Их используют в качестве опор валов и осей в случаях, когда применение подшипников качения затруднено или невозможно по ряду причин: 1)высокие вибрационные и ударные нагрузки; 2) низкие и особо высокие частоты вращения;  3)работа в воде, агрессивных средах,  4)при отсутствии или недостаточном смазывании ; 5)необходимость выполнения диаметрального разъема;  6)отсутствие подшипников качения требуемых диаметров  и др. Благодаря бесшумности , указанным выше достоинствам, а также по конструктивным и экономическим соображениям опоры скольжения находят широкое применение в паровых и газовых турбинах, двигателях внутреннего сгорания, центробежных насосах, центрифугах, металлообрабатывающих станках, прокатных станах, тяжелых редукторах и пр. По виду трения скольжения различают: 1)подшипники сухого трения — работают на твердых смазках или без смазки; 2)подшипники граничного (полужидкостного) трения; 3)подшипники жидкостного трения;  4)подшипники с газовой смазкой. По виду воспринимаемой нагрузки подшипники подразделяют на: 1)радиальные — воспринимают радиальную нагрузку; 2)упорные — воспринимают осевые силы ; 3)радиально-упорные — воспринимают радиальные и осевые нагрузки. Обычно их функции выполняют упорные подшипники, совмещенные с радиальными. Цапфу, передающую радиальную нагрузку, называют шипом — при расположении ее в конце вала и шейкой — если она находится в середине вала. Цапфу, передающую осевую нагрузку, называют пятой, а подшипник — подпятником. Рабочая поверхность подшипников и цапф может быть цилиндрической, конической и шаровой формы . Конические и шаровые подшипники применяются редко.

 

70. Особенности работы  подшипников скольжения. Условия работы подшипников скольжения определяются основными параметрами режима работы (удельной нагрузкой р и угловой скоростью ω цапфы), наличием и типом смазочного материала, физико-механическими характеристиками контактирующих поверхностей. Для однотипных подшипников с одинаковым соотношением размеров (диаметра d и длины l цапфы) потери на трение пропорциональны коэффициенту трения  f=2T_f/(F_rd), где Tf - момент трения в подшипнике; Fr - радиальная сила (опорная реакция). В подшипниках сухого трения коэффициент трения обычно не слишком значительно меняется в зависимости от параметров режима работы. В подшипниках граничного трения влияние параметров режима работы  весьма существенно. Коэффициент граничного трения может достигать значений 0,2...0,3. Граничное трение сопровождается износом контактирующих поверхностей. Описанные условия работы типичны для низкоскоростных подшипников с периодической или недостаточной подачей смазки и недопустимы для высокоскоростных подшипников. С увеличением ω коэффициент трения резко уменьшается в связи с переходом трения в полужидкостное и наличием одновременно граничной и жидкостной смазки .Коэффициент полужидкостного трения ниже, чем при граничном трении. Однако режим характеризуется нестабильными условиями смазывания, так как повышение температуры в зоне контакта уменьшает вязкость и вызывает разрушение граничной пленки и повышение коэффициента трения. Поэтому работа подшипника с высокой угловой скоростью в режиме полужидкостного трения также опасна. Начиная с угловой скорости ω=ω_кр при которой коэффициент трения f = fmin, вал отходит от подшипника («всплывает»), смещается в направлении вращения, занимая новое положение с меньшим эксцентриситетом цапфы и подшипника. Последующее увеличение приводит к увеличению коэффициента трения  в связи с увеличением толщины слоя смазки и ростом гидравлических потерь. При этом вал удерживается на «масляном клине» - осуществляется режим жидкостного трения.  Так как непосредственный контакт отсутствует, то трение в подшипнике определяется законами гидродинамики. Коэффициент жидкостного трения не превышает 0,005, и износ практически отсутствует, потери на трение и тепловыделение невелики. Условия смазывания носят устойчивый характер.

72. Гидростатические и  гидродинамические подшипники.

Распространены два способа создания  «поддерживающего» давления:

статический (гидростатический) и гидродинамический. В соответствии с этим различают    гидростатический и гидродинамический подшипники жидкостного трения. В гидростатических подшипниках давление в поддерживающем слое смазочного материала создают насосом, подающим материал в зазор между цапфой и подшипником . Эти подшипники требуют для нормальной работы сложной гидросистемы. Гидродинамические подшипники получили большее распространение. В них смазочный материал следует подавать только в зону низкого давления откуда вращающейся цапфой он нагнетается вниз, образуя клиновой поддерживающий слой. Проходя через узкий участок радиального зазора, часть смазочного материала удаляется в торцовый зазор между цапфой и подшипником. Другая его часть вытекает в торцовый зазор поверх цапфы, охлаждая подшипник. Удельная нагрузка на подшипник p=F_r/(ld).