Материал: Тех Мех Реферат + Задача

Рис. 7

Штифты изготавливают из сталей 45, А12, У8. При особых условиях работы соединения штифты могут изготавливаться из других материалов.

Достоинства штифтовых соединений заключаются в простате конструкции и технологии изготовления штифтов, в простате сборки и разборки данных соединений.

Главными недостатками штифтовых соединений являются значительное ослабление сечения вала отверстием под штифт и необходимость точной обработки этого отверстия во избежание изгиба штифта или его выпадения, также нежелательна многократная сборкаразборка, т.к. нарушается вид и точность соединения. Поэтому диаметр штифта (d) для вала диаметром (d_в) задают из соотношения d  (0,2…0,25) d_в, 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, шкива, муфты и др.) или наоборот – от ступицы к валу. Шпоночные соединения осуществляют с помощью вспомогательных деталей – шпонок, устанавливаемых в пазах между валом и ступицей.

Достоинствами шпоночных соединений являются простота, надежность конструкции, невысокая стоимость, удобство сборки и разборки, а недостатками – ослабление вала и ступицы шпоночными пазами, неустойчивость положения шпонки в пазах (выворачивание шпонки) и трудность обеспечения взаимозаменяемости, повышенные требования к точности изготовления, отсутствие фиксации деталей в осевом направлении.

В приборостроении применяют в основном соединения призматическими (рис. 8, а), сегментными (рис. 8, б) и цилиндрическими (рис. 8, в) шпонками. Клиновые шпонки в точных механизмах не применяют. Конструкция и форма шпонки связаны с технологичностью изготовления пазов под шпонку. Пазы на валах фрезеруют, а в ступицах – прорезают протяжками.

в

Рис. 8

Шпонки могут применять в качестве направляющих, обеспечивающих легкое перемещение деталей вдоль вала. Нагрузку у шпонок воспринимают боковые поверхности, которые сопрягаются с пазами по соответствующим посадкам. Призматическую шпонку с валом обычно соединяют по переходной посадке, 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 обеспечивает 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 делают на глубину около 0,6 от ее высоты, а паз во втулке – на длину всей ступицы. Ширина и высота шпонки определены ГОСТом и выбираются в зависимости от диаметра вала. Размеры высоты и ширины стандартных шпонок подобраны так, что прочность на сдвиг обеспечивается с избытком, и при необходимости 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, работают 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 передачах и передачах с высоким требованием по точности рекомендуют использовать 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 соединениях.

По форме поперечного сечения шлицев различают прямобочные (рис. 9, а), эвольвентные (рис. 9, б) и треугольные (рис. 9, в) шлицевые соединения.

Наибольшее распространение получили прямобочные шлицевые соединения, 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 поверхностям. Центрирование по наружному диаметру рекомендуется для неподвижных соединений, по внутреннему диаметру – для подвижных соединений, по боковым граням – при больших передаваемых нагрузках и низкой точности соединения.

а

Рис. 9

Эвольвентное шлицевое соединение (рис. 9, б) отличается от прямобочного повышенной точностью центрирования и прочностью. Центрирование осуществляют по боковым сторонам, реже – по наружному диаметру. Число зубьев z также рекомендуют  6.

Соединение с треугольными шлицами (рис. 9, в) применяют для неподвижных соединений при небольших нагрузках и тонкостенных конструкциях. Число шлицев z = 20 … 70, углы впадин вала равны 60, 72 и 90. Центрирование осуществляют только по боковым граням.

Задача

Для вращения вала перистальтического насоса рассчитать одноступенчатый зубчатый механизм с цилиндрическими зубчатыми колесами. Заданы момент = 0,5 Н∙м на выходном валу механизма (момент сопротивления) и частота вращения = 240 мин^-1 выходного вала зубчатого механизма, а также передаточное отношение механизма i= 5,33. Требуется выполнить расчет геометрических 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 частоту вращения электродвигателя. Уточнить тип зубчатой передачи (прямозубая 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 электродвигателя; 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 устанавливаются на валах, которые поддерживаются в требуемом положении опорами. 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 = 0,9;

КПД подшипника качения = 0,99;

КПД муфты = 0,97.

[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)

=0,97*0,99⁴ 0,9= 0,8386.

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.

=(2*3,14*240)/60=25,12 рад/с.

Подставив значения , , в формулу (1) и приняв k =1,1 получим

, (5)

=(1,1*0,5 *25,12)/0,8386=16,47 Вт.

Частота вращения электродвигателя

[об/мин], (6)

где i передаточное отношение механизма.

=240*5,33=1279,2 об/мин.

Из серии двигателей, имеющих скорости вращения 1250, 1280, 1300 об/мин выбираем электродвигатель с n = 1280 об/мин и мощностью Р ≥17 Вт.

Выбираем число зубьев шестерни. Так как =17, а рекомендуемое значение числа зубьев шестерни 1830, принимаем =20.

Число зубьев зубчатого колеса определим по формуле

, (7)

=20*5,33=106,6.

Так как колесо должно иметь целое число зубьев, примем =107.

Тогда фактическое передаточное отношение зубчатой передачи

=107/20=5,35.

Относительная погрешность передаточного отношения зубчатой передачи

[%], (8)

=((5,335,35)/5,33)*100%=0,37%.

Допустимая погрешность передаточного отношения не должна превышать 3,5%.

Диаметр ведущего вала, т. е. вала шестерни, принимают близким по размеру 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 модулей 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 делительной окружности колеса (ведомого звена):

[мм], (9)

=0,5*107=53,5 мм.

Линейная скорость зубчатого колеса в зацеплении

[м/с], (10)

v =(25,12*53,5)/(2*10³)=0,67 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 зацеплении 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)

=1*0,5=0,5 мм.

Высота ножки зубьев колес

=m( *+с*) [мм], (12)

=0,5(1+0,5)=0,75 мм.

Диаметры делительных окружностей зубчатых колес:

шестерни

[мм], (13)

0,5*20=10 мм.

колеса

[мм], (14)

0,5*107=53,5 мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев колес:

шестерни

[мм], (15)

=10+2*0,5=11 мм.

колеса

[мм], (16)

=53,5 +2*0,5=54,5 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев колес:

шестерни

[мм], (17)