Классификация механизмов, узлов и деталей. Требования, предъявляемые к машинам, механизмам и их деталям

Для снижения массы двигателя приходится повышать частоту его вращения. Чтобы связать двигатель с используемым органом, необходимо использовать передаточный механизм, который, как правило, понижает частоту вращения.

 

 

 

Редуктор Мультипликатор

"+" - колёса вращаются в одну сторону;

"-" - в разные.

Передачи, обеспечивающие изменение направления  вращения ведомого звена при неизменном направлении ведущего называются реверсивными. Для ступенчатого изменения скорости рекомендуются коробки скоростей. Передачи, в которых обеспечивается плавное изменение частоты вращения, называются вариаторами.

Передачи  могут состоять из жестких звеньев (зубчатые, фрикционные), гибких (ремённая, цепная). Любая мех. передача может быть представлена в следующем виде:

 

 

 

В машине (агрегате):

1. Движущие силы;
2. Силы полезного сопротивления;
3. Силы вредного сопротивления;
4. Силы тяжести, упругости;
5. Силы инерции.

Fдв –  полезная работа,

 

P₁ = M₁* ₁ – полезная мощность.

 

Fпол.сопр., Mпс – на преобразование продукта.

Швейное оборудование по значимости Fпс делится на три группы:

1. Оборудование для ВТО;
2. Универсальные швейные машины;
3. Вспомогательное оборудование.

Ременные  передачи (ремень, надетый с натяжением на два шкива) применяются при необходимости передать нагрузку между валами, удаленными на значительное расстояние.

Фрикционные передачи (два колеса, прижимающиеся  друг к другу с помощью устройства) служат для передачи вращающего момента между близко расположенными валами.

Зубчато-ременные передачи (зуб. ремень и два шкива) служат для передачи вращающего момента  между валами, расположенными на небольшом  расстоянии, при необходимости сохранения постоянства передаточного числа.

Цепные  передачи служат для передачи вращающего момента между валами, расположенными на значительном расстоянии, при необходимости  сохранения постоянства передаточного  числа.

 

Коэффициент потерь и КПД. Связь между ними. КПД механизмов, соединенных друг с другом. Виды соединений механизмов. КПД швейных машин

 

При последовательном соединении КПД меньше самого малого. КПД привода, состоящего из нескольких последовательно расположенных передач, равен произведению КПД всех его передач. Потери мощности складываются из потерь в опорах валов, передачах, поэтому КПД всегда меньше 1.

Соединения  механизмов: последовательные, параллельные.

Соединения  – разъемные (резьбовые, штифтовые, клеммовые, шпоночные, шлицевые), неразъёмные (заклёпочные, сварные). Потеря мощности косвенно характеризует износ деталей, так как потерянная в передаче энергия превращается в тепло  и частично идёт на разрушение рабочих поверхностей.

КПД = P₂/P₁ Общий КПД передачи с опорами может быть определен по формуле:

 

,

 

где Σψ –  сумма относительных потерь.

Кинематический  расчёт механизма привода.

Состоит:

1.Операции  выбора двигателя;

2.Определение  передаточных отношений всех передач;

3.Расчёт  мощности на каждом валу;

4.Расчёт  частоты вращения каждого вала.

 

Вал	n	ω	P	M
1
2
3
…
n

 

 

 

P1 = P_{дв.треб.}

P2 = P1 * η

 

Зубчатые  передачи. Их классификация. Примеры применения в швейном оборудовании.

Передачи, в которых движение между звеньями осуществляется с помощью последовательного зацепления зубьев.

Процесс передачи – зубчатое зацепление.

1. Внешнее  зацепление:

1.1 Зацепление  между параллельными валами:

1. Цилиндрическая прямозубая;
2. Цилиндрическая косозубая;
3. Шевронная.

1.2 Зацепление  между пересекающимися валами:

1. Коническая;
2. Винтовая;
3. Червячная.

2. Внутреннее  зацепление;

3. По  профилю зубьев:

1. С эвольвентным профилем;
2. С циклоидным зацеплением;
3. С зацеплением Новикова;
4. Часовое зацепление;
5. Цевочная передача.

4. По  конструкторскому исполнению:

1. Открытые;
2. Закрытые.
5. По области применения:

Силовые (передача мощностей);

Кинематические (передача движения)

Передаточным  числом U называют отношение числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего

 

 

Элементы  теории зацепления передач. Основной закон  зацепления передач. Условие постоянного  передаточного отношения. Сопряженные профили

 

Передаточное  отношение любого зубчатого ряда равно дроби, числитель которой представляет собой произведение всех чисел зубьев ведомых колес, а знаменатель – произведение всех чисел зубьев ведущих колес.

Профили зубьев пары колес должны быть сопряженными, т.е. заданному профилю зуба должен соответствовать вполне определённый профиль зуба другого колеса. Чтобы обеспечить постоянство передаточного отношения, профили зубьев нужно очертить такими кривыми, которые удовлетворяли бы требованиям основной теоремы зацепления.

Общая нормаль, проведенная через точку касания  двух профилей, делит межосевое расстояние на части, обратно пропорциональные угловым скоростям сопряженных колес.

Для обеспечения  постоянного передаточного отношения  двух профилей зубьев за период их зацепления необходимо, чтобы общая нормаль  к ним в точке их касания, проведенная  в любом положении соприкасающихся  профилей, проходила через постоянную точку на межосевой линии, которая  делит межосевое расстояние на части, обратно пропорциональные угловым  скоростям колёс.

 

Эвольвентное  зацепление. Основные характеристики и определения

 

Геометрическое  место точек касания зубьев при  их зацеплении называется линией зацепления. В эвольвентной передаче линией зацепления является прямая, касательная к основным окружностям. Угол, образованный линией зацепления с касательной к начальным окружностям, называется углом зацепления (α = 20⁰). Путь, проходимый точкой зуба, лежащей на начальной окружности, за время его зацепления, называется дугой зацепления S. Отношение дуги зацепления к шагу называется коэффициентом перекрытия E. Он показывает среднее число зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Чем больше Е, тем плавнее работает передача. При эвольвентном зацеплении возможно явление заклинивания.

 

 

 

 

Из этого  уравнения следует что пара эвольвентных профилей с заданными db₁, db₂ могут зацепляться при различных межосевых расстояниях. Если изменится угол, можно изменить межосевое расстояние. Эвольвентные колёса с любым числом зубьев могут зацепляться, если равны их шаги. Эвольвентные колёса могут сопрягаться с рейкой с произвольным углом зацепления, если их основные шаги равны.

 

Методы  изготовления зубчатых колёс с эвольвентным профилем

 

Для унификации изготовления зубчатых колес и обеспечения сопряженности их профилей нарезание зубьев производится инструментами на основе т.н. исходного контура.

Одним из основных параметров контура является модуль, фактически – нормированный  шаг. Шаг зубьев – расстояние между  одноименными профилями. Делительная  прямая – прямая, на которой толщина  зуба равна ширине впадины.

Методы:

1. Нарезания (копирование, огибание);
2. Накатки; 12ть степеней точности. Чем скоростнее, тем точность больше. Самая низкая – 12я;
3. Литья;

Геометрический  расчёт эвольв. Передач

 

d = mz, где m = p/π

 

При α_w = 20 → z ≥17 без подрезки зуба, если z ≤ 17, смещение исходного контура.

 

d_a = m (z+2), d_f = m (z – 2.5)

a_w = 0.5m (z₁ + z₂)

 ;

 

Передаточное

Число отношение

Редуктор мультипликатор. Косозубые и шевронные передачи. Особенности зацепления косозубых колёс. У косозубых колёс зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол β. Для нарезания используют инструмент такого же исходного контура, как и для нарезания прямых, поэтому профиль зуба в нормальном сечении совпадает с профилем прямого зуба. В торцовом сечении параметры изменяются в зависимости от угла β:

 

Окружной  шаг P_t = P_n/cosβ

Окружной  модуль m_t = m_n/ cosβ

Дел.диаметр d = m_nz/ cosβ

 

 

Косозубое зацепление более плавное и бесшумное, чем прямозубое. Недостаток – наличие  осевой силы Fa, стремящейся сдвинуть колесо с валом вдоль его оси  и требующей осевой фиксации вала.

Особенности: зубья входят в зацепление не сразу  по всей длине, а постепенно, в результате чего в зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев. Это приводит к уменьшению нагрузки на один зуб.

Шевронное колесо представляет собой сдвоенное  косозубое колесо. Вследствие разного  направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно уравновешиваются на колесе. Недостаток: большие затраты  на изготовление.

Кинематика  цилиндрической передачи.

 

 

 

Где Z1, Z3 – ведущие колёса,

Z2, Z4 –  ведомые колёса.

 

ω₃ = ω₁*i₁₂*i₃₄

 

Усилия  в зубчатых передачах (статика передач) прямозубых и косозубых.

Для прямозубых передач:

Окружная  сила:

 

 

 

Радиальная:

Нормальная:

Для косозубых:

Окружная:

Радиальная:

Нормальная:

Осевая:

Расчётные нагрузки в работающих передачах

В работающих передачах нагрузки по длине зуба распределены неравномерно из-за деформации опор, валов, колёс, погрешностей и др. Поэтому вводится коэффициент, увеличивающий  нагрузку относительно реальной.

Расчетная нагрузка складывается из:

1. Полезной нагрузки в предположении, что она распределяется по длине зубьев равномерно;
2. Дополнительной нагрузки на опасном участке длины зубьев, появляющейся вследствие упругих перекосов валов и начальных погрешностей изготовления – концентрации нагрузки;
3. Дополнительной динамической нагрузки.

Коэффициент нагрузки удобно представить:

 

К = К_β*К_υ ,

 

где К_β – коэффициент концентрации

нагрузки,

К_υ – коэффициент динамичности нагрузки.

 

Виды  повреждения зубчатых передач

 

1. Поломка зуба. Из-за развития усталостных трещин. Наиболее часто у открытых передач. Расчёт на изгиб; увеличение модуля, снижение концентрации напряжений.
2. Выкрашивание зуба. Закрытые передачи. Расчёт на контактную прочность.
3. Износ зуба. Повышение твёрдости.
4. Заедание (червячные, гипоидные конические). Смазка, химико-терм.обработка.

Наиболее  распространен расчет на контактную усталость, так как он в какой-то мере предупреждает и другие разрушения зубьев.