Учреждение образования БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАТИКИ И РАДИОЭЛЕКТРОНИКИ
Факультет заочного обучения
Кафедра инженерная графика
КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА
по дисциплине «Техническая механика»
Вариант 20
Выполнил: студент гр. _______________
Проверил: к. ф.-м. н., доцент _______________
Минск 2017
СОДЕРЖАНИЕ:
ЗУБЧАТЫЕ МЕХАНИЗМЫ 3 Возможности по преобразованию вида движения, изменению скорости, достоинства, недостатки зубчатых механизмов. 3 Классификация зубчатых передач; возможности, достоинства, недостатки разных видов зубчатых передач. 3 Геометрические параметры цилиндрических прямозубых колес и передач. Передаточное отношение (число) зубчатых передач. 6 РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ 10 Назначение, общие сведения. 10 Классификация резьбы 11 Достоинства и недостатки различных видов резьб. Способы изготовления резьб. 15 ШТИФТОВЫЕ, ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ 16 Штифтовые соединения 16 Шпоночные соединения 18 Шлицевые соединения 19 Задача 21 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 26
ЗУБЧАТЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Возможности по преобразованию вида движения, изменению скорости, достоинства, недостатки зубчатых механизмов.
Механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми ко-лесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступатель-ную пару, называют зубчатой передачей. Зубчатые передачи осуществляют передачу вращательного движения с одного вала на другой с помощью цилин-дрических, конических, червячных колёс, имеющих специально профилиро-ванные зубья, при этом зубчатые колёса могут иметь прямые, косые, спираль-ные, шевронные зубья. Зубчатые передачи – наиболее распространенный тип передач в совре-менном машиностроении и приборостроении. Их применяют для передачи мощностей от долей (механизм кварцевых наручных часов) до десятков тысяч киловатт (крупные шаровые мельницы, дробилки, обжиговые печи) при окружных скоростях до 150 м/с и передаточных числах до нескольких сотен и даже тысяч, с диаметром колес от долей миллиметра до 6 м и более. Достоин-ством таких передач безусловно является постоянство заданного передаточно-го отношения, компактность, высокий КПД (0,92-0,98), наличие небольших сил давления на валы и опоры, высокая надежность, простота обслуживания. В ряду недостатков можно назвать сложность и высокую точность изго-товления и сборки, наличие шума при работе, невозможность плавного бессту-пенчатого регулирования скорости вращения ведомого звена.
Классификация зубчатых передач; возможности, достоинства, недостатки разных видов зубчатых передач.
Зубчатые передачи и колеса классифицируют по следующим призна-кам (рисунок 1):
1) по взаимному расположению осей колес: • цилиндрические, с параллельными осями (рисунок 1, а–д); • ко¬нические, с пересекающимися осями (рисунок 1, ж–и); • винто¬вые (рисунок 1, е) и гипоидные (рисунок 1, к) со скрещивающи-мися осями; • с преобразованием движения (реечные, рисунок 1, г).
2) по расположению зубьев относительно образующих колес: • прямозубые, в которых продольная ось зуба параллельна образующей поверх¬ности колеса (рисунок 1, а); • косозубые, где продольная ось зуба направлена под углом к образую-щей поверхности колеса (рисунок 1, б); • шевронные, в которых зуб выполнен в форме двух косозубых колес со встреч¬ным наклоном осей зубьев (рисунок 1, в). • с круговым зубом, где ось зуба выполнена по окружности относитель-но образующей поверхности колеса.
Рисунок 1 – Виды зубчатых передач: а, б, в – цилиндрические зубчатые передачи с внешним зацеплением; г – реечная передача; д – цилиндрическая передача с внутренним зацеп-лением; е – зубчатая винтовая передача; ж, з, и – конические зубчатые переда-чи; к – ги¬поидная передача
3) по конструктивному оформлению: открытые (бескорпусные) и закры-тые (корпусные). Конструктивно зубчатые передачи большей частью выполня-ют закрытыми в общем жестком и герметичном корпусе, что обеспечивает им высокую точность сборки и защиту от загрязнения. Лишь тихоходные переда-чи (V<3 м/с) с колесами значительных размеров, нередко встроенные в кон-струкцию машины (например, в механизмах поворота подъемных кранов, сто-лов станков), изготавливают открытыми. 4) по окружной скорости: тихоходные (до 3 м/с); для средних скоро¬стей (3–15 м/с); быстроходные (св. 15 м/с). 5) по числу ступеней: одно- и многоступенчатые. 6) по расположению зубьев в передаче и колесах: • внешнее – зубья направлены своими вершинами от оси вращения коле-са (рисунок 1, а, б, в); • внутрен¬нее – зубья одного из зацепляющихся колес направлены свои-ми вершинами к оси вращения колеса (рисунок 1, д); • реечное зацепление – одно из колес заменено прямолинейной зуб¬чатой рейкой (рисунок 1, г). 7) по форме профиля зуба: • эвольвентные – рабочий профиль зуба очерчен по эвольвенте круга (линия описываемая точкой прямой, катящейся без скольжения по окружности); • циклоидальные – рабочий профиль зуба очерчен по круговой циклоиде (линия описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности); • цевочное (разновидность циклоидального) – зубья одного из колес, входящих в зацепление, заменены цилиндрическими пальцами – цевками; • с круговым профилем зуба (зацепление Новикова) – рабочие профили зубьев образованы дугами окружности практически одинаковых ради-усов. 8) по относительной подвижности геометрических осей зубчатых колес: • с неподвижными осями колес – рядовые передачи; • с подвижными осями некоторых колес – планетарные передачи. 9) по жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление: • с колесами неизменяемой формы (с жестким венцом); • включающая колеса с венцом изменяющейся формы (гибким). 10) по величине передаточного числа: • с передаточным числом u ≥ 1 – редуцирующие (редукторы – большин-ство зубчатых передач); • с передаточным числом u < 1 – мультиплицирующие (мультипликато-ры). Реализуемое передаточное число может быть постоянным и ступенчато-регулируемым осевым перемещением колес по валу (в коробках скоростей). 11) по назначению различают: • силовые передачи, предназначенные для передачи мощности; • кинематические передачи, то есть передачи, не передающие значитель-ной мощности, а выполняющие чисто кинематические функции.
Из перечисленных зубчатых передач наибольшее распростра¬нение полу-чили цилиндрические прямозубые и косозубые передачи, как наи¬более простые в изготовлении и эксплуатации. Также большое распространение получили передачи с зубьями эвольвентного профиля, которые изготавливаются массо-вым методом обкатки на зубофрезерных или зубодолбежных станках. Досто-инство эвольвентного зацепления состоит в том, что оно малочувствительно к колебанию межцентрового расстояния. Другие виды зацепления применяются пока ограниченно. Так, циклои-дальное зацепление, при котором возможна работа шестерен с очень малым числом зубьев (2–3), не может быть, изготовлено современным высокопроиз-водительным методом обкатки, поэтому шестерни этого зацепления трудоемки в изготовлении и дороги. Новое пространственное зацепление Новикова пока еще не получило массового распространения, вследствие большой чувстви-тельности к колебаниям межцентро¬вого расстояния. Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого пе-ремещения колёс. Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и приме-няются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях. Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных пе-редачах. Конические передачи при¬меняют только в тех случаях, когда это необхо-димо по условиям компо¬новки машины; винтовые – лишь в специальных слу-чаях. Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.
Геометрические параметры цилиндрических прямозубых колес и передач. Передаточное отношение (число) зубчатых передач.
Передаточное отношение (i) – это отношение угловых скоростей ведуще-го и ведомого колес. Передаточное число (u) – представляет собой отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни. Данная величина относится только к паре зуб-чатых колес и всегда является положительным, больше единицы, что является частным случаем передаточного отношения. Для редукторов (замедляющих передач) абсолютные значения переда-точного отношения и передаточного числа совпадают. Основной характеристикой размеров зубьев является модуль (m) – отно-шение окружного шага к числу π (модули имеют размерность в миллиметрах). Зубчатые передачи (колеса) с модулем меньше единицы называют мел-комодульными. Также среди параметров можно назвать число зубьев колес (z). Основные элементы зубчатых колес, которые находятся в зацеплении, в плоскости, перпендикулярной к оси вращения изображены на рисунке 2.
Рисунок 2 – Основные геометрические параметры передач с эвольвентным профилем зубьев
Зубья по высоте снаружи ограничены окружностью выступов диаметром da, а изнутри – окружностью впадин диаметром df. Боковые поверхности пол-ного профиля зуба очерчены эвольвентами противоположных ветвей. Эвольвента – есть траектория произвольной точки прямой, перекатыва-ющейся без скольжения по окружности называемой основной. Положительная ветвь эвольвенты получается при перекатывании производящей прямой против хода часовой стрелки, отрицательная – по ходу. Эвольвента при увеличении радиуса основной окружности до бесконечности (зубчатая рейка) превращает-ся в прямую. Часть бокового профиля зуба очерчивается по переходной кри-вой, которая служит плавным переходом от эвольвенты к окружности впадин. Именно наличие переходной кривой делает зуб более прочным у основания. При зацеплении одного колеса с другим появляется начальная окруж-ность радиусом rw, которая представляет собой окружность зубчатого колеса, перекатывающаяся без скольжения по поверхности (окружности) второго из зацепляющихся колес. Расстояние между одноименными профилями соседних зубьев по дуге окружности есть окружной шаг pt. Этот параметр должен быть одинаковым у находящихся в зацеплении колес, и используя параметр шага зацепления можно выразить длину любой окружности колеса, для этого необ-ходимо умножить шаг на число зубьев z: ptz = πdt, (1.1) где t – индекс соответствующей окружности, например pa, da или pf, df. Так как величина pt выражается несоизмеримым числом, и в связи с тем, что в правой части выражения находится число π, затрудняется выбор разме-ров колес при их проектировании и изготовлении. Вследствие этого, основным параметром принят не шаг, а отношение его к числу π. Данная величина носит название модуль зацепления (mt): mt = pt/π, |мм|. (1.2) Шаг и модуль имеют индекс той окружности, по которой они измерены. Для снижения номенклатуры и унификации режущего и контролирующего ин-струмента величины модулей стандартизированы. Чаще всего происходит ограничения следующими значениями модуля (в миллиметрах) 0,05; 0,06; 0,08; 0,1; 0,12; 0,15; 0,20; 0,25; 0,3; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0. Делительная окружность – это окружность, по которой модуль имеет расчетное стандартное значение. Ее диаметр (d) является базовым для опреде-ления элементов зубьев и их размеров. Шаг и модуль по делительной окруж-ности обозначают р и m соответственно. Диаметр делительной окружности: d = mz (1.3)
Начальная и делительная окружности могут совпадать для наиболее рас-пространенных неисправленных по высоте (нулевых) колес, тогда передаточ-ное отношение для пары таких колес будет равно:
i12 = ω1/ω2 =dw2 / dw1= d2/d1 = z2/z1. (1.4) Различают также угловой шаг – центральный угол, соответствующий ша-гу по дуге. За время контакта одной пары зубьев, колесо повернется на угол перекрытия, а для обеспечения непрерывности передачи движения от ведущего к ведомому колесу, нужно чтобы до выхода из контакта данной пары зубьев, в зацепление вступила очередная пара зубьев. Условие это соблюдается, если уг-ловой шаг колеса меньше угла перекрытия. Коэффициент перекрытия зубчатой передачи (ε) – это отношение угла перекрытия к угловому шагу. Допустимым значением этого параметра счита-ется значение εγ ≥ 1,2. Головка зуба – это часть зуба высотой ha, заключенная между окружно-стью выступов и делительной окружностью. Ножка зуба – часть зуба, высотой hf, заключенная между делительной окружностью и окружностью впадин. Из всего вышеописанного следует, что основные геометрические пара-метры зубчатого колеса это: диаметры выступов (da) и впадин (df), общая высо-та зуба (h), высота головки (ha) и ножки (hf), толщина зуба (S) и ширина впадин (е) между зубьями. Все они выражаются через основной параметр зубчатой передачи – модуль m по ГОСТ 9587-68. Высота головки зуба исчисляется по формуле: ha = ha∙m, где ha – коэффициент высоты головки, который в соответствии со стан-дартом равен единице, а высота головки равна модулю. Высота ножки зуба: hf = (ha + c)m,
где с = сm – величина радиального зазора (рисунок 2) между зубьями колес, находящихся в зацеплении; с – коэффициент радиального зазора, который зависит от величины мо-дуля: с = 0,5 при m ≤ 0,5 мм; с = 0,35 при 0,5 < m < 1 мм и с = 0,25 при m ≥ 1 мм. Высота зуба исчисляется соответственно, как сумма высоты головки нож-ки зуба, или: h = ha + hf = m(2 + c). Диаметры окружности выступов и впадин равны соответственно:
da = d + 2ha = m(z + 2); df = d – 2hf = m(z – 2 – 2c). Ширина зубчатого венца b принимается равной 2–6 модулям. Окружная толщина (s) зуба по делительной окружности равна: s = p/2 = πm/2. Боковой зазор в зубчатом зацеплении устанавливается в зависимости от принятого вида сопряжения колес. Линия зацепления – это траектория точек контакта пары зубьев во время зацепления у эвольвентных колес. Она представляет собой общую нормаль к боковым профилям зубьев. Угол зацепления α есть угол зацепления между ли-нией зацепления и перпендикуляром к межосевому расстоянию, как правило равный 20°. При изменении межосевого расстояния линия зацепления изменяет свое положение, изменяется также и угол зацепления, но передаточное отноше-ние не нарушается. Габариты колес тем меньше, чем меньше зубьев они имеют при одном и том же модуле. Уменьшение зубьев представляется возможным до определен-ного предела zmin, менее которого, при изготовлении путем нарезания, режущий инструмент срезает часть зуба и возникает подрезание зубьев у ножки. Если зуб подрезан, то профиль зуба искажается, нарушается плавность зацепления, уменьшается его прочность. Минимально допустимое число zmin зубьев при угле зацепления α = 20° и коэффициенте высоты головки ha = 1 рав-но 17 (zmin = 17), а при α = 15° – zmin =30. Иногда при изготовлении зубчатых колес применяют зубья укороченной высоты с коэффициентом высоты головки ha = 0,8, что позволяет получить без подреза меньшее число зубьев на шестернях (при α = 20° и ha = 0,8 минималь-но допустимое число зубьев zmin = 14). Также необходимо помнить о том, что зубчатые передачи в приборо-строении обычно используют для получения требуемых скоростей вращения (как кинематические), а не для передачи значительных моментов сил (как сило-вые). В этом случае зубчатую передачу не рассчитывают на прочность, а мо-дуль выбирают из стандартного ряда по конструктивным соображениям. Например, малые модули позволяют уменьшить габариты колес и увеличить плавность передачи при сохранении габаритов, за счет увеличения числа зубь-ев, а при заданном диаметре стоимость колес с уменьшением модуля возраста-ет, но повышается точность работы зубчатой пары. КПД для таких передач со-ставляет 0,94 – 0,98.
РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Назначение, общие сведения.
Резьбовым называют соединение составных частей изделия с применени-ем детали, имеющей резьбу. Резьба представляет собой чередующиеся выступы и впадины на поверх-ности тела вращения, расположенные по винтовой линии. Основные определе-ния, относящиеся к резьбам общего назначения, стандартизованы.
Рисунок 3 – Геометрические параметры резьбы Основные геометрические параметры резьбы (рисунок 3): наружный диаметр d, D (по стандартам диаметры наружной резьбы обозначают строч-ными, а диаметры внутренней резьбы – прописными буквами); внутренний диаметр d1, D1; средний диаметр d2, D2 – диаметр воображаемого цилиндра, на поверхности которого толщина витка равна ширине впадины; угол профиля α; шаг резьбы р – расстояние между соседними одноименными боковыми сторо-нами профиля в направлении, параллельном оси резьбы; число заходов n (за-ходность резьбы легко определяется на торце винта по числу сбегающих вит-ков); ход резьбы pn=pn – величина относительно осевого перемещения гайки или винта за один оборот. К основным параметрам относится угол подъема резьбы (Ψ) – угол, об-разованный касательной к винтовой линии резьбы в точках, лежащих на сред-нем диаметре, и плоскостью, перпендикулярной оси резьбы. Угол подъема резьбы определяется зависимостью: . Диаметр, условно характеризующий размер резьбы, называется номи-нальным, для большинства резьб в качестве номинального диаметра резьбы принимается наружный диаметр. Классификация резьбы
Для классификации резьбы используются следующие основные при-знаки (рисунок 4): - форма профиля; - форма поверхности, на которой выполнена резьба; - расположение резьбы; - величина шага; - число и направление заходов; - эксплуатационное назначение.
Рисунок 4 – Классификация резьб
Резьба метрическая. Профиль резьбы представляет собой треугольник с углом при вершине 60о (рисунок 5).
Рисунок 5 – Профиль метрической резьбы
Это основной вид крепежной резьбы, предназначенной для соединения деталей непосредственно друг с другом или с помощью стандартных изделий, имеющих метрическую резьбу, таких как болты, винты, шпильки, гайки. Метрическая резьба имеет исходный профиль в виде равностороннего треугольника с высотой Н, вершины профиля срезаны, как показано на рисун-ке 5, а впадины притуплены, что необходимо для уменьшения концентрации напряжений и по технологическим соображениям (для увеличения стойкости резьбонарезного и резьбонакатного инструмента). Форма впадины резьбы болта может быть закругленной или плоскосрезанной. В резьбе предусмотрен радиальный зазор, который делает ее негерметичной. Метрические резьбы выполняются с крупным и мелким шагом на по-верхностях диаметров от 1 до 68 мм – свыше 68 мм резьба имеет только мел-кий шаг, причем мелкий шаг резьбы может быть разным для одного и того же диаметра, а крупный имеет только одно значение. Крупный шаг в условном обозначении резьбы не указывается. Например, для резьбы диаметром 10 мм крупный шаг резьбы равен 1,5 мм, мелкий – 1,25; 1; 0,75; 0,5 мм. Резьбы с мелким шагом имеют меньшую высоту профиля и меньше ослабляют сечение детали; кроме того, эти резьбы имеют меньшие углы подъ-ема резьбы и обладают повышенным самоторможением. Поэтому резьбы с мелким шагом применяют для соединения мелких тонкостенных деталей и при действии динамических нагрузок. В машиностроении основное применение находит метрическая резьба с крупным шагом как более прочная и менее чувствительная к ошибкам изготов-ления и износу. Крепежные резьбовые детали имеют обычно правую одноза-ходную резьбу, левая резьба применяется редко.
Дюймовая резьба. Эта крепежная резьба имеет треугольный профиль с углом =55°, номи-нальный диаметр ее задается в дюймах 1 дюйм=25,4мм), а шаг – числом вит-ков, приходящихся на один дюйм длины резьбы. Дюймовая резьба подобна применяемой в Англии, США и некоторых других странах резьбе Витворта; она используется у нас лишь при ремонте импортных машин. Применение дюймовой крепежной резьбы в новых конструкциях запрещено, а стандарт на нее ликвидирован без замены.
Рисунок 6 – Профиль дюймовой резьбы Из дюймовых резьб в нашей стране стандартизованы и находят примене-ние: трубная цилиндрическая, трубная коническая (обе с углом профиля 55°) и коническая дюймовая с углом профиля 60°. Эти резьбы применяют в трубо-проводах, они являются крепежно-уплотнительными. Трапецеидальная резьба. Резьба с профилем в виде равнобочной трапеции с углом 30о (рисунок 7). Применяется для передачи возвратно-поступательного движения или вращения в тяжело нагруженных подвижных резьбовых соединениях. Часто используется при изготовлении ходовых винтов. Трапецеидальная резьба может быть однозаходной и многозаходной.
Рисунок 7 – Профиль трапецеидальной резьбы
Упорная резьба. Профиль этой резьбы представляет собой неравнобокую трапецию с уг-лами наклона боковых сторон к прямой, перпендикулярной оси резьбы, рав-ными 3 и 30°. Основные размеры и допуски упорной резьбы для диаметров от 10 до 600 мм регламентированы ГОСТом. Стандартизована также резьба упорная усиленная для диаметров от 80 до 2000 мм, у которой одна сторона профиля наклонена под углом 45°.
Рисунок 8 – Профиль упорной резьбы
Упорная резьба применяется при односторонних нагрузках, например, для грузовых винтов домкратов и прессов, причем усилие воспринимается стороной, имеющей угол наклона 3°.
Прямоугольная резьба. Резьба с прямоугольным (или квадратным) нестандартным профилем, поэтому все ее размеры указываются на чертеже. Применяется для передачи движения тяжело нагруженных подвижных резьбовых соединений. Обычно выполняется на грузовых и ходовых винтах.
Рисунок 9 – Профиль прямоугольной резьбы
Круглая резьба. Резьба с круглым профилем (рисунок 9). Обладает сравнительно боль-шим сроком службы и повышенным сопротивлением при значительных нагрузках. Применяется для часто свинчиваемых соединений (шпиндели, вен-тили и т.д.), работающих в загрязненной среде, а также для тонкостенных де-талей с накатанной или штампованной резьбой, например, цоколь электролам-пы.
Рисунок 9 – Профиль круглой резьбы
Эксплуатационное назначение резьбы: Крепежная резьба обеспечивает полное и надежное соединение деталей при различных нагрузках и при различном температурном режиме. К этому типу относятся метрическая. Крепежно-уплотнительная резьба предназначена для обеспечения плотности и непроницаемости резьбовых соединений (без учета ударных нагрузок). К этому типу относятся метрическая с мелким шагом, труб-ная цилиндрическая и коническая резьбы и коническая дюймовая резьба. Ходовая резьба служит для преобразования вращательного движения в поступательное. Она воспринимает большие усилия при сравнительно малых скоростях движения. К этому типу относятся резьбы: трапецеидальная, упор-ная, прямоугольная, круглая. Специальная резьба имеет специальное назначение и применяется в от-дельных специализированных отраслях производства. К ним можно отнести следующие: - метрическая тугая резьба – резьба, выполненная на стержне (на шпильке) и в отверстии (в гнезде) по наибольшим предельным размерам; пред-назначена для образования резьбовых соединений с натягом; - метрическая резьба с зазорами – резьба с необходимая для обеспечения легкой свинчиваемости и развинчиваемости резьбовых соединений деталей, работающих при высоких температурах, когда создаются условия для схваты-вания (сращивания) окисных пленок, которыми покрыта поверхность резьбы; - часовая резьба (метрическая) – резьба, применяемая в часовой про-мышленности (диаметры от 0,25 до 0,9 мм);
Достоинства и недостатки различных видов резьб. Способы изготовления резьб.
Резьбовые соединения являются самым распространенным видом соеди-нений вообще и разъемных в частности. В современных машинах детали, име-ющие резьбу, составляют свыше 60% от общего количества деталей. Широкое применение резьбовых соединений в машиностроении объясняется их достоин-ствами: универсальностью, высокой надежностью, малыми габаритами и весом крепежных резьбовых деталей, способностью создавать и воспринимать боль-шие осевые усилия, технологичностью и возможностью точного изготовления. Недостатки резьбовых деталей: значительная концентрация напряжений в местах резкого изменения поперечного сечения и низкий к.п.д. подвижных резьбовых соединений. Резьбы изготовляют либо пластической деформацией (накатка на резь-бонакатных станках, выдавливание на тонкостенных металлических изделиях), либо резанием (на токарно-винторезных, резьбонарезных, резьбофрезерных, резьбошлифовальных станках или вручную метчиками и плашками); на дета-лях из стекла, пластмассы, металлокерамики, иногда на деталях из чугуна резьбу изготовляют отливкой или прессованием. Следует отметить, что нака-тывание резьбы круглыми или плоскими плашками на резьбонакатных станках – самый высокопроизводительный метод, с помощью которого изготовляется большинство стандартных крепежных деталей с наружной резьбой, причем накатанная резьба прочнее нарезанной, так как в первом случае не происходит перерезание волокон металла заготовки, а поверхность резьбы наклепывается. Диаметры стержней под накатывание и нарезание резьб, диаметры от-верстий под нарезание резьб, а также выход резьбы (сбеги, недорезы, проточ-ки и фаски) стандартизованы. Кроме того, стандартизованы метки (в виде про-резей) на деталях с левой резьбой.
ШТИФТОВЫЕ, ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СО-ЕДИНЕНИЯ
Штифтовые соединения
Штифтом называют цилиндрический или конический стержень, плотно вставляемый в отверстие двух соединяемых деталей. Применяют штифты для точного взаимного фиксирования деталей и для соединения деталей, передаю-щих небольшие нагрузки. В зависимости от назначения штифты делят на уста-новочные и крепежные. По форме различают цилиндрические и конические штифты. По конструк-ции рабочей части штифты выполняют гладкими и просечными, т.е. с насечен-ными или выдавленными канавками, что не требует развертывания отверстия и создает надежное соединение, предохраняющее штифт от выпадения в процессе работы. На рисунке 10 приведены основные типы штифтов: цилиндрический (а), конический (б), конический разводной (в), цилиндрические, насеченные с конца и посредине (г), трубчатый пружинный (д). Цилиндрические штифты удерживаются в отверстиях за счет натяга или силы трения. Для предупреждения выпадения цилиндрические штифты должны изготавливаться с большой точностью и высокой чистотой поверхности. От-верстия под крепежные штифты в соединяемых деталях сверлят и развертыва-ют совместно, для чего детали временно скрепляют.
Рисунок 10 – Виды штифтов При многократной разборке и сборке нарушается характер посадки и со-ответственно точность соединения. Предохранение цилиндрических штифтов от выпадения осуществляют кернением концов штифта (рисунок 11, а), раз-вальцовкой краев штифта (рисунок 11, б) или специальными пружинящими предохранительными стандартными кольцами (рисунок 11, в), изготовляемы-ми из проволоки.
а б в Рисунок 11 – Способы фиксации штифтов
Для удешевления соединения применяют насеченные и пружинные труб-чатые штифты. Насеченные штифты не требуют точной обработки отверстий и отличаются повышенной прочностью сцепления с материалом детали, но менее точно фиксируют детали. Пружинные трубчатые разрезные штифты обеспечи-вают прочное соединение деталей, допускают повторные сборки и не требуют высокой точности обработки отверстий. Диаметр отверстия для такого штифта принимают на 15 … 20% меньше наружного диаметра штифта. Цилиндрические штифты применяются и как установочные (рисунок 12, а), обеспечивая точное взаиморасположение соединяемых деталей. Для повы-шения точности необходимо увеличение расстояния между штифтами. Конические штифты благодаря конусности 1:50 обеспечивают самотормо-жение при действии на них поперечных сил. Они допускают многократную по-становку их в отверстие при сохранении точности взаимного расположения со-единяемых деталей. Изготовление конических штифтов и отверстий под них более сложно по сравнению с цилиндрическими штифтами. Для облегчения удаления штифта отверстие для него делают сквозным. Чтобы предохранить конические штифты от выпадения, применяют штифты с резьбой (рисунок 12, в), с рассечением на конце (разводные) (рисунок 12, б), пружинные кольца 4 (рисунок 12, г).
Рисунок 12 – Способы предотвращения выпадения штифтов Штифты изготавливают из сталей 45, А12, У8. При особых условиях ра-боты соединения штифты могут изготавливаться из других материалов. Достоинства штифтовых соединений заключаются в простате конструкции и технологии изготовления штифтов, в простате сборки и разборки данных со-единений. Главными недостатками штифтовых соединений являются значительное ослабление сечения вала отверстием под штифт и необходимость точной обра-ботки этого отверстия во избежание изгиба штифта или его выпадения, также нежелательна многократная сборкаразборка, т.к. нарушается вид и точность соединения. Поэтому диаметр штифта (d) для вала диаметром (dв) задают из соотношения d (0,2…0,25) dв, а затем при необходимости проверяют на сдвиг (срез).
Шпоночные соединения
Шпоночные соединения служат для передачи вращающего (крутящего) момента от вала к ступице, насаженной на него детали (зубчатого колеса, шки-ва, муфты и др.) или наоборот – от ступицы к валу. Шпоночные соединения осуществляют с помощью вспомогательных деталей – шпонок, устанавливае-мых в пазах между валом и ступицей. Достоинствами шпоночных соединений являются простота, надежность конструкции, невысокая стоимость, удобство сборки и разборки, а недостатка-ми – ослабление вала и ступицы шпоночными пазами, неустойчивость положе-ния шпонки в пазах (выворачивание шпонки) и трудность обеспечения взаимо-заменяемости, повышенные требования к точности изготовления, отсутствие фиксации деталей в осевом направлении. В приборостроении применяют в основном соединения призматическими (рисунок 13, а), сегментными (рисунок 13, б) и цилиндрическими (рисунок 13, в) шпонками. Клиновые шпонки в точных механизмах не применяют. Кон-струкция и форма шпонки связаны с технологичностью изготовления пазов под шпонку. Пазы на валах фрезеруют, а в ступицах – прорезают протяжками.
Рисунок 13 – Виды шпоночных соединений Шпонки могут применять в качестве направляющих, обеспечивающих лег-кое перемещение деталей вдоль вала. Нагрузку у шпонок воспринимают боко-вые поверхности, которые сопрягаются с пазами по соответствующим посад-кам. Призматическую шпонку с валом обычно соединяют по переходной по-садке, а со ступицей – по посадке с зазором. Это препятствует перемещению шпонки вдоль вала и компенсирует с помощью зазора неточности размеров, формы и взаимного расположения пазов. Такой характер соединения обеспе-чивает достаточную точность центрирования вала и ступицы. В радиальном направлении предусматривается зазор. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение, они могут быть с округленными, плоскими и смешанными торцами. Паз под шпонку на валу де-лают на глубину около 0,6 от ее высоты, а паз во втулке – на длину всей ступи-цы. Ширина и высота шпонки определены ГОСТом и выбираются в зависимо-сти от диаметра вала. Размеры высоты и ширины стандартных шпонок подо-браны так, что прочность на сдвиг обеспечивается с избытком, и при необхо-димости проверку шпонок на прочность проводят на деформацию смятия. Сегментные шпонки требуют более глубоких пазов в валах, что уменьшает их прочность. Их применяют в случае передачи незначительных усилий, рабо-тают они как призматические, но более удобны в изготовлении. Цилиндрические шпонки чаще всего используют для закрепления деталей на конце вала. Отверстие для шпонки обрабатывают в соединяемых деталях (вал и ступица) совместно. Шпонка устанавливается с натягом. Шпоночные соединения применяют обычно при передаче значительных вращающих моментов при диаметре вала не менее 6 мм. В кинематических пе-редачах и передачах с высоким требованием по точности рекомендуют исполь-зовать штифтовые соединения. Шпонки изготавливают из среднеуглеродистых сталей 40, 45, Ст6.
Шлицевые соединения
Шлицевые соединения служат для передачи значительного вращающего момента между валами и установленными на них деталями. Шлицевое соединение можно условно представить, как многошпоночное, шпонки которого выполнены вместе с валом. С помощью этого соединения можно обеспечить как подвижное (с осевым относительным перемещением), так и неподвижное скрепление деталей. По сравнению со шпоночными шлицевые соединения имеют значительно большую нагрузочную способность, прочность валов, точность центрирования и направления ступиц в подвижных соединени-ях. По форме поперечного сечения шлицев различают прямобочные (рисунок 14, а), эвольвентные (рисунок 14, б) и треугольные (рисунок 14, в) шлицевые соединения. Наибольшее распространение получили прямобочные шлицевые соедине-ния, выполненные с четным числом шлицев (6, 8, 10). Число шлицев z должно быть не менее 6 и располагаться они должны симметрично. Центрирование возможно по наружному диаметру D, по внутреннему d и боковым поверхно-стям. Центрирование по наружному диаметру рекомендуется для неподвижных соединений, по внутреннему диаметру – для подвижных соединений, по боко-вым граням – при больших передаваемых нагрузках и низкой точности соеди-нения.
Рисунок 14 – Основные виды шлицов Эвольвентное шлицевое соединение (рисунок 14, б) отличается от пря-мобочного повышенной точностью центрирования и прочностью. Центриро-вание осуществляют по боковым сторонам, реже – по наружному диаметру. Число зубьев z также рекомендуют 6. Соединение с треугольными шлицами (рисунок 14, в) применяют для не-подвижных соединений при небольших нагрузках и тонкостенных конструкци-ях. Число шлицев z = 20 … 70, углы впадин вала равны 60, 72 и 90. Центри-рование осуществляют только по боковым граням.
Задача
Для вращения вала перистальтического насоса рассчитать одноступенча-тый зубчатый механизм с цилиндрическими зубчатыми колесами. Заданы мо-мент Н∙м на выходном валу механизма (момент сопротивления) и ча-стота вращения мин-1 выходного вала зубчатого механизма, а также передаточное отношение механизма . Требуется выполнить расчет гео-метрических параметров (d, , , h, , , b, а) шестерни и ведомого колеса, определить крутящие моменты на всех валах, окружную силу в зацеплении, коэффициент полезного действия зубчатого зацепления, мощность и ча-стоту вращения электродвигателя. Уточнить тип зубчатой передачи (прямо-зубая или косозубая) по величине окружной скорости v в зубчатом зацеплении.
Кинематическая схема механизма к задаче приведена на рисунке
Кинематическая схема механизма: 1 электродвигатель; 2 муфта; 3 опора качения; 4 шестерня (ведущее зубчатое колесо); 5 ведомое зубчатое колесо; 6 корпус; I вал электродви-гателя; II ведущий вал; III выходной вал.
Рассчитываемый механизм служит для уменьшения скорости вращения электродвигателя в i число раз и состоит из пары находящихся в зацеплении цилиндрических зубчатых колес (шестерни и колеса). Зубчатые колеса уста-навливаются на валах, которые поддерживаются в требуемом положении опо-рами. Каждый вал имеет две опоры (скольжения и качения), закрепленные в корпусе. Быстроходный вал редуктора соединен с валом электродвигателя муфтой. В качестве опор принимаем подшипники качения. Ориентировочно определим требуемую мощность электродвигателя, приняв предварительно значения КПД: КПД зубчатой передачи ; КПД подшипника качения ; КПД муфты . [Вт], (1) где k коэффициент запаса, учитывающий необходимость преодоления динамических нагрузок в момент разгона, принимаемый равным 1,02 … 1,1; требуемая мощность на выходном валу, Вт; коэффициент полезного действия электромеханического привода для выбранной схемы он равен , (2) . Требуемая мощность на выходном валу рассчитывается по формуле: [Вт], (3) где момент на выходном валу, Н∙м; угловая скорость выходного вала, рад/с. Скорость вращения выходного вала в рад/с равна , (4) где угловая скорость выходного вала в об/мин. рад/с. Подставив значения , , в формулу (1) и приняв k =1,1 получим , (5) Вт. Частота вращения электродвигателя [об/мин], (6) где i передаточное отношение механизма. об/мин. Из серии двигателей, имеющих скорости вращения 1250, 1280, 1300 об/мин выбираем электродвигатель с n = 1280 об/мин и мощностью Р ≥7 Вт. Выбираем число зубьев шестерни. Так как =17, а рекомендуемое значение числа зубьев шестерни 1830, принимаем =20. Число зубьев зубчатого колеса определим по формуле , (7) . Так как колесо должно иметь целое число зубьев, примем =100. Тогда фактическое передаточное отношение зубчатой передачи . Относительная погрешность передаточного отношения зубчатой передачи [%], (8) . Допустимая погрешность передаточного отношения не должна превы-шать 3,5%. Диаметр ведущего вала, т. е. вала шестерни, принимают близким по раз-меру диаметру вала двигателя. Будем считать, что 3 мм. Выберем значение модуля m зацепления из стандартного ряда модулей (0,15; 0,2; 0,25; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; … мм). Применение малых мо-дулей позволяет уменьшить габариты колес или при сохранении габаритов увеличить плавность передачи за счет увеличения числа зубьев. Примем m = 0,5, чтобы выполнялось условие, при котором диаметр окружности впадин зубьев шестерни был бы больше диаметра ее ступицы, т. е. > 2 . Предполагая прямозубый тип зубчатых колес, определим диаметр дели-тельной окружности колеса (ведомого звена): [мм], (9) мм. Линейная скорость зубчатого колеса в зацеплении [м/с], (10) м/с. При линейных скоростях v < 6 м/с принимают тип передачи прямозубая. У зубчатых колес со стандартной (нормальной) высотой зуба коэффициент головки зуба *= 1, а коэффициент радиального зазора с* зубьев в зацепле-нии зависит от модуля и равен: с*=0,5 при m ≤0,5 мм; с*=0,35 при 0,5<m<1,0 мм; с*=0,25 при m ≥1,0 мм. Высота головки зубьев колес = *∙m [мм], (11) мм. Высота ножки зубьев колес =m( *+с*) [мм], (12) мм.
Диаметры делительных окружностей зубчатых колес: шестерни [мм], (13) мм. колеса [мм], (14) мм. Диаметры окружностей вершин зубьев колес: шестерни [мм], (15) мм. колеса [мм], (16) мм. Диаметры окружностей впадин зубьев колес: шестерни [мм], (17) мм. колеса [мм], (18) мм. Межосевое расстояние а зубчатой передачи [мм], (19) мм. Длина b зуба определяется по формуле [мм], (20) где коэффициент ширины b венца колеса по диаметру d делительной окружности, рекомендуется принимать равным 0,005 … 0,3. Длина зуба колеса равна мм. Принимаем =2,5 мм. Длину зуба шестерни, как более нагруженного звена, определим по формуле [мм], (21) =3,5 мм.
Окружное усилие в зацеплении определяется по формуле [Н], (22) Н. Уточняем значение КПД зубчатой пары: , (23) где с коэффициент, учитывающий уменьшение КПД зубчатого зацепле-ния при малых нагрузках; f коэффициент трения стали по стали (шестерня и зубчатое колесо стальные) равный 0,1; коэффициент перекрытия пары прямозубых колес, равный 1,5. Коэффициент, учитывающий уменьшение КПД зубчатого зацепления при ма-лых нагрузках, рассчитывается следующим образом: с=1 при > 30 Н прямозубая и косозубая передачи; с=( +2,92)/( +0,174) при < 30 Н прямозубая передача. Н.
Вращающий момент на ведущем валу зубчатого механизма [Н∙м], (24) =0,2/(3,4*0,98*0,994)=0,042 Н∙м. Вращающий момент на валу электродвигателя [Н∙м], (25) =0,06/0,97=0,043 Н∙м.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Техническая механика: Учеб. Пособие/В.М.Сурин. – Мн.: БГУИР 2004 г. 2. Пронин Б. А., Ревков Г. А., Бесступенчатые клиноремённые и фрикци-онные передачи (вариаторы), 2 изд., М., 1967; Решетов Д. Н., Детали машин, 3 изд., М., 1974. 3. Юдкин В.С. Производство и литье сплавов цветных металлов. М., 1967–1971. 4. Прикладная механика: учеб. Пособие / В.М.Сурин. – 3-е изд., испр. – Минск: «Новое знание», 2008 г
