ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К НЕСУЩИМ КОНСТРУКЦИЯМ И МЕХАНИЗМАМ РЭС

Зарегистрируйтесь, чтобы просмотреть полный документ!

ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К НЕСУЩИМ КОНСТРУКЦИЯМ И МЕХАНИЗМАМ РЭС и ЭВС Детали механизмов и механических узлов, которые относятся к несущим конструкциям, должны быть сконструированы так, чтобы они полностью удовлетворяли техническому заданию. К деталям механизмов, механическим узлам и изделию в целом предъявляют следующие требования: прочность, жесткость, твердость, износостойкость, надежность, технологичность и точность. Детали механизмов и механические узлы, используемые в качестве несущих конструкций, кроме того, должны обеспечивать теплоотвод, электропроводность и экранирование от внешних и собственных внутренних электромагнитных полей.

Прочность Под прочностью понимают способность детали изделия под действием нагрузок сопротивляться разрушению любого вида. Различают объемную прочность, которая характеризуется наличием в детали точек, испытывающих напряженное состояние и находящихся на значительном расстоянии друг от друга и от места приложения внешней нагрузки, и контактную, или поверхностную, прочность, определяемую напряженным состоянием малого объема детали, непосредственно прилегающего к месту приложения силы (случай контакта двух тел с передачей нагрузки в точке или по линии контакта). При недостаточной объемной прочности наступает поломка детали, а при недостаточной контактной прочности происходит изъязвление поверхности (питтинг). Если нагрузки создают в детали переменные во времени напряжения, то говорят об усталостной, или циклической, прочности.

Жесткость Под жесткостью понимают способность детали под действием нагрузки сопротивляться образованию деформации вы ше допустимых значений. Расчет на статическую жесткость сводит сяк определению линейных Δl и угловых Θ прогибов y и сравнению их с допустимыми значениями, которые выбирают из условия выполнения изделием своих функций. Это свойство важно для таких деталей, как валы и оси, платы, рамы, стойки, каркасы и др. Так, недостаточная статическая жесткость валов и осей может являться причиной потери точности механизма. Условие жесткости при растяжении Условие жесткости при кручении дифференциальное уравнением изогнутой оси на свободном конце стержня при х = ℓ, прогиб Мz (х) = –F (ℓ – x). Условие жесткости при изгибе

Твердость Под твердостью материала понимают его способность оказывать сопротивления проникновению (внедрению) в него другого, более твердого тела. Показатель твердости связан с показателями прочности и пластичности и зависит от конкретных условий Для определения твердости металлов существует несколько способов. испытаний. Для измерения твёрдости существует несколько шкал (методов измерения): Метод Бринелля: твёрдость, определённая по этому методу, обозначается HB, где H = hardness (твёрдость), B — Бринелль; Метод Роквелла: твёрдость, определённая по этому методу, обозначается HR, HRB, HRC и HRA; Метод Виккерса: твёрдость, определённая по этому методу, обозначается HV; Твёрдость по Шору: обозначается HSx, где H — Hardness, S — Shore и x — латинская буква, обозначающая тип использованной при измерении шкалы; Твёрдость по шкале Мооса.

Твердость Метод Бринелля — твёрдость определяется по диаметру отпечатка, оставляемому металлическим шариком, вдавливаемым в поверхность. Твёрдость вычисляется как отношение усилия, приложенного к шарику, к площади отпечатка (причём площадь отпечатка берётся как площадь части сферы, а не как площадь круга); размерность единиц твердости по Бринеллю Па (кгс/мм²). Число твердости по Бринеллю по ГОСТ 9012 59 записывают без единиц измерения. Твердость по Бринеллю определяют вдавливанием в испытываемый материал шарика из закаленной стали диаметром 10 мм при силе 30 к. Н. Число НВ равно отношению силы, вдавливающей шарик, к площади поверхности полученного отпечатка: Для сталей связь между числом твердости НВ и временным сопротивлением (пределом прочности) выражается приблизительно так: σв = 0, 36 НВ.

Твердость Метод Роквелла — твёрдость определяется по относительной глубине вдавливания металлического или алмазного конуса в поверхность тестируемого материала. Твёрдость, определённая по этому методу, является безразмерной и обозначается HR, HRB, HRC и HRA; твёрдость вычисляется по формуле HR = 100 − kd, где d — глубина вдавливания наконечника после снятия основной нагрузки, а k — коэффициент. Таким образом, максимальная твёрдость по Роквеллу соответствует HR 100. Метод Виккерса — твёрдость определяется по площади отпечатка, оставляемого четырёхгранной алмазной пирамидкой, вдавливаемой в поверхность. Твёрдость вычисляется как отношение усилия, приложенного к пирамидке, к площади отпечатка (причём площадь отпечатка берётся как площадь части поверхности пирамиды, а не как площадь ромба); размерность единиц твёрдости по Виккерсу кгс/мм². Твёрдость, определённая по этому методу, обозначается HV; Твёрдость по Шору (Метод вдавливания) — твёрдость определяется по глубине проникновения в материал специальной закаленной стальной иглы (индентора) под действием калиброванной пружины. В данном методе прибор именуется дюрометром. Обычно метод Шора используется для определения твердости низкомодульных материалов (полимеров). Метод Шора, описанный стандартом ASTM D 2240, оговаривает 12 шкал измерения.

Твердость Шкала Мооса (минералогическая шкала твёрдости) — набор эталонных минералов для определения относительной твёрдости методом царапания. В качестве эталонов приняты 10 минералов, расположенных в порядке возрастающей твёрдости. Предложена в 1811 году немецким минералогом Фридрихом Моосом.

Износостойкость Триботехника — наука о контактном взаимодействии твердых тел при относительном перемещении, охватывающая вопросы трения, изнашивания и смазывания элементов механизмов машин и приборов. По кинематическим признакам внешнее трение подразделяют на трение скольжения и трение качения. Трение скольжения — сопротивление перемещению двух твердых тел, при котором скорости тел в точках контакта различны по величине или направлению. Коэффициент трения скольжения зависит от состояния трущихся поверхностей, наличия и вида покрытия деталей и других факторов. Обычно в парах трения, образованных деталями из углеродистых сталей, f = 0, 2. . . 0, 4; в парах трения сталь — бронза f = 0, 1. . . 0, 25 и т. д. Трение качения — трение движения двух твердых тел, при котором их скорости в точках касания одинаковы по величине и направлению. Коэффициент трения качения составляет k = 0, 05 и 0, 01 соответственно при качении по стальной плоскости цилиндра (шарика) из мягкой и твердой (закаленной) стали. Для уменьшения сил трения в зону соприкосновения (контакта) вводят смазочный материал.

ВИДЫ ИЗНАШИВАНИЯ В условиях трения качения наиболее распространенным видом повреждения является контактная усталость. Она проявляется в образовании трещин на рабочих поверхностях деталей от циклических контактных напряжений. Их развитие приводит к отделению от поверхности детали частиц металла и появлению небольших ямок, раковин. Усталостное выкрашивание — питтинг (от англ. pit — яма, углубление) является распространенным видом повреждения рабочих поверхностей зубьев колес, подшипников. В условиях трения скольжения наиболее часто встречаются абразивное, водородное, молекулярно механическое изнашивание, а также фреттинг коррозия. Абразивным изнашиванием называют разрушение поверхности детали в результате ее взаимодействия с твердыми частицами при их взаимном перемещении. Такой вид повреждения поверхности типичен для деталей, работающих в технологических средах, содержащих абразивные частицы. Абразивное изнашивание является результатом срезания и пластического деформирования шероховатостей твердыми посторонними частицами при относительном перемещении сопряженных поверхностей. Для уменьшения абразивного изнашивания снижают уровень абразивного воздействия, повышают поверхностную твердость материалов деталей (закалкой поверхностным пластическим деформированием и т. п. ).

Водородное изнашивание типично для тормозных колодок и барабанов, дисков фрикционных муфт и других деталей. Выделяемый при трении водород адсорбируется на поверхностях трения и при высокой температуре диффундирует в деформируемый слой стальных деталей, вызывая охрупчивание, появление большого числа трещин по всей зоне деформирования и образование мелкодисперсного порошка материала. Для уменьшения водородного изнашивания в узлах трения применяют стали легированные хромом, титаном, ванадием; используют смазочные материалы, мало подверженные гидрогенизации; снижают температуру в зоне контакта и др. Молекулярно-механическое изнашивание происходит при высоких контактных напряжениях в зоне сопряжения деталей из однородных материалов и начинается с локального пластического деформировния и разрушения окисных пленок и заканчивается молекулярным сцеплением — контактной сваркой и последующим разрушением зон сварки при относительном движении. Процесс развития повреждений трущихся поверхностей деталей вследствие схватывания называют заеданием. Для предотвращения заедания применяются смазочные материалы, а также покрытия, окисные пленки. Коррозионно-механическое изнашивание распространено там, где трущиеся детали вступают в химическое взаимодействие со средой, например воздухом Разрушение поверхности трения деталей происходит под действием двух одновременно протекающих процессов: коррозии и механического изнашивания. Коррозионно механическое изнашивание протекает в форме фреттинг коррозии (от англ. fret — подтачивать). При этом на небольших участках образуются мелкие ямки и продукты коррозии в виде налета, пятен и порошка. Продукты износа не удаляются

Надежностью называют свойство объекта сохранять во времени в установленных пределах значения всех параметров, характеризующих способность выполнять требуемые функции в заданных режимах и условиях применения, технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортировки (ГОСТ 27. 002 89). ПОКАЗАТЕЛИ БЕЗОТКАЗНОСТИ Вероятность безотказной работы это вероятность того, что в пределах заданной наработки отказ объекта не возникнет P(t) = [N 0 n(t)]/(N 0, где N 0– число изделий в начале наблюдений; n(t) – число изделий отказавших за время t. Вероятность отказа Q(t) есть вероятность того, что при заданных условиях эксплуатации в течение заданной наработки произойдет отказ. Q(t) = 1 P(t) Пусть на испытания поставлена партия, содержащая N 0 изделий. В процессе испытаний к моменту времени t вышли из строя n(t) изделий. Осталось исправными: N(t) = N 0 – n(t). Отношение Q(t) = n(t)/N 0 является оценкой вероятности выхода из строя изделия за время t.

Надежность Интенсивностью отказов λ(t) называют условную плотность вероятности возникновения отказа изделия λ(t)=n(t)/N(t) • ∆t К показателям безотказности также относятся гамма процентная наработка до отказа, средняя наработка до отказа и др. Показатели долговечности. Долговечность изделия оценивается по ресурсу (наработке) и сроку службы (продолжительности эксплуатации). К показателям долговечности относятся следующие: гамма процентный ресурс, средний ресурс, гамма процентный срок службы. Показатели ремонтопригодности зависят от процессов восстановления, технического обслуживания и ремонта. (Вероятность восстановления, Среднее время восстановления и др. ) Показателями сохраняемости могут служить cредний срок сохраняемости, гамма процентный срок сохраняемости.

точность Под точностью понимают свойство механизма обеспечивать в допустимых пределах погрешности положения и перемещения ведомых звеньев при определенных законах движения ведущих звеньев. Точность механизма обеспечивается за счет снижения погрешностей линейных размеров и взаимного расположения звеньев, а также погрешностей формы кинематических пар, снижения деформаций и износа. Точность механизма оценивается ошибкой положения и перемещения, ошибкой передаточного числа, ошибкой мертвого хода и др. Точность детали оценивается квалитетом точности, допуском, расположением поля допуска. Нарушение точности вызывается тем, что при изготовлении деталей механизмов и их сборке, а также в процессе эксплуатации происходит искажение размеров и формы звеньев, изменяется характер сопряжений в кинематических парах; при работе механизмов от передаваемых нагрузок и внешних воздействий могут возникать деформации деталей. Все эти явления вызывают изменение кинематики и динамики механизмов, влияют на их точность.

технологичность Под технологичностью конструкции понимают использование таких конструктивных решений деталей, узлов и изделия в целом, которые обеспечивают наиболее быстрое и экономичное освоение изделия в производстве путем применения высокопроизводительных и наиболее прогрессивных способов формообразования с минимальными затратами рабочей силы. Для оценки технологичности конструкции применяют следующие показатели коэффициенты технологичности: коэффициент унификации конструктивных элементов детали где – число унифицированных элементов детали, шт. , общее число конструктивных элементов детали, шт. ; коэффициент использования материала где – масса детали по чертежу, кг, – масса материала заготовки, кг; коэффициент применения материала Qд общее число деталей; Qм. м. число марок материалов.

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ В Великобритании в 1841 г. Джозеф Витворт (Joseph Whitworth) представил доклад под названием "Система унифицирования винтовых резьб". Витворт предлагал установить для болтов и винтов данного размера единообразие таких параметров резьбы, как профиль, шаг и высота профиля. Он рекомендовал, чтобы угол профиля (угол между сторонами соседних витков) был равен 55°, а число витков на один дюйм должно определяться диаметром болта или винта. Вершины витков резьбы и основания впадин должны быть закруглены на 1/6 высоты исходного профиля. В 1881 г. эта система была принята в качестве британского стандарта Витворта (BSW). В США стандартизация начала проводиться в 1864 г. У. Селлерс (W. Sellers) предлжил изменения к системе Витворта. Он считал, что угол профиля 55° трудно измерить, и поэтому предлагал заменить его на 60°, кроме того при таком угле резьба будет прочнее. Поверхность вершин и впадин должна быть плоской и составлять 1/8 шага. Система Селлерса была рекомендована в качестве государственного стандарта США. Несовместимость систем Витворта и Селлерса стала причиной многих технических осложнений в годы первой и второй мировых войн, когда американская и английская армии сталкивались с необходимостью иметь взаимозаменяемые части вооружения. На конференции, состоявшейся в 1948 г. в Вашингтоне, США, Канада и Великобритания приняли унифицированную систему резьбы, которая включала элементы как системы Витворта, так и системы Селлерса. В 1964 г. международная организация по стандартизации ИСО (ISO) приняла

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Достоинства резьбовых соединений: удобство и простота сборки разборки; надёжность; взаимозаменяемость; большая номенклатура стандартных резьбовых деталей; невысокая стоимость при массовом производстве; технологичность. Недостатки резьбовых соединений: концентрация напряжений во впадинах резьбы; низкая вибрационная стойкость (самоотвинчивание при вибрации).

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Метрическая резьба. Среди крепежных резьб наибольшее распространение имеет метрическая резьба (в обозначении буква М). Номинальный диаметр от 1 до 600 мм и шагом от 0. 25 до 6 мм. Профиль — равносторонний треугольник (угол при вершине 60°) с теоретической высотой профиля Н=0, 866 Р. Все параметры профиля измеряются в миллиметрах. Стандарты: ГОСТ 24705 2004 (ИСО 724: 1993) — Резьба метрическая. Основные размеры. ГОСТ 9150 81 — Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Профиль. ГОСТ 8724 81 — Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги. ISO 965 1: 1998 — Резьбы метрические ISO общего назначения. Условное обозначение: резьба с номинальным диаметром 16 мм с крупным шагом обозначается: M 16; резьба с номинальным диаметром 36 с мелким шагом 1, 5 мм — М 36 х1, 5; такая же по диаметру и шагу, но левая резьба М 36 х1, 5 LH.

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Способы получения резьб: лезвийная обработка резанием; абразивная обработка; накатывание; выдавливание прессованием; литьё; электрофизическая и электрохимическая обработка. Распространенным и универсальным способом получения резьб является лезвийная обработка резанием: нарезание наружных резьб плашками; нарезание внутренних резьб метчиками; точение наружных и внутренних резьбовыми резцами и гребенками; резьбофрезерование наружных и внутренних резьб дисковыми и червячными фрезами; нарезание наружных и внутренних резьбонарезными головками; вихревая обработка наружных и внутренних резьб. Накатывание является наиболее высокопроизводительным способом обработки резьб, обеспечивающим высокое качество резьбы. Абразивная обработка резьб это шлифование однониточными и многониточными кругами. Выдавливание прессованием применяется для получения резьб из пластмасс и цветных сплавов. Литье под давлением применяется для получения резьб невысокой точности из пластмасс и цветных сплавов. Электрофизическая и электрохимическая обработка применяется для получения резьб на деталях из материалов с высокой твердостью и хрупких материалов (твердых сплавов, керамики и др. )

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Расчёт на прочность резьбовых соединений Расчет диаметра резьбы из условия Прочности на растяжение: σр = 4 Q/πd, 2 где Q – осевая сила. 36 24 18 12 8 2 1 2 3 4 5 6 Основные виды разрушений у крепёжных резьб — срез и смятие витков. для расчёта крепёжных резьб — прочность по касательным напряжениям среза и по напряжениям смятия. Условие прочности на срез: τ = F / (πd 1 Bkkm) ≤ [τ] для винта; τ = F / (πd. Bkkm) ≤ [τ] для гайки, где B —высота гайки, k — коэффициент полноты резьбы (для треугольной резьбы k = 0, 75), km — коэффициент неравномерности нагрузки по виткам. При расчётах неравномерность рагрузки учитывают эмпирическим коэффициентом km, который равен 0, 87 для треугольной, 0, 5 — для прямоугольной и 0, 65 для трапецеидальной резьбы. Условие прочности на смятие: 3 6 2 2 2 4 σсм = 4 F / π (d – d 1 )B/P ≤ [σ]см, 1 8 1 где P – шаг резьбы 2

ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Шпоночное соединение служит для передачи крутящего момента между валом и ступицей. Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковым или концевыми фрезами, в ступицах протягиванием. Достоинства шпоночных соединений простота конструкции и сравнительная легкость монтажа и демонтажа. Недостатки шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу; шпоночный паз вызывает концентрацию напряжений; соединение трудоемко в изготовлении.

ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Соединения призматическими шпонками. Конструкции соединений призматическими шпонками изображены на рис. 4. 1. Рабочими являются боковые, более узкие грани шпонок высотой h. Размеры сечения шпонки и глубины пазов принимают в зависимости от диаметра d вала. Соединения сегментными шпонками (рис. 4. 2). Сегментные шпонки, как и призматические, работают боковыми гранями. Их применяют при передаче относительно небольших вращающих моментов. Соединения клиновыми шпонками (рис. 4. 3). Клиновые шпонки имеют форму односкосных самотормозящих клиньев с уклоном 1: 100. Такой же уклон имеют и пазы в ступицах. Клиновые шпонки изготовляют без головок и с головками.

ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Расчет на прочность шпоночных соединений Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность. Шпонки выбирают по таблицам ГОСТов в зависимости от диаметра вала, а затем соединения проверяют на прочность при срезе и смятии. Расчет призматической шпонки на срез Расчет призматической шпонки на смятие Где Т – крутящий момент; d – диаметр вала; b – ширина шпонки; [τср ] допускаемое напряжение на срез шпонки; l – рабочая длина шпонки

ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Шлицевое соединение образуют выступы зубья на валу и впадины шлицы в ступице (рис. 5. 1, а—в). Рабочими поверхностями являются боковые стороны зубьев. Зубья вала фрезеруют по методу обкатки или накатывают в холодном состоянии. Шлицы отверстия ступицы изготовляют протягиванием. Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными: лучшее центрирование соединяемых деталей; меньшие радиальные габариты; высокая несущая способность; взаимозаменяемость. Недостатки: сложная технология изготовления; высокая стоимость соединений. Шлицевые соединения различают: по характеру соединения - неподвижные для закрепления детали на валу (рис. 5. 1); подвижные, допускающие перемещение вдоль вала; по форме зубьев: прямобочные (рис. 5. 1), эвольвентные (рис. 5. 2, а), треугольные (рис. 5. 2, 6), по способу центрирования ступицы относительно вала: с центрированием по наружному диаметру В (см. рис. 5. 1, а), по внутреннему диаметру й (см. рис. 5. 1, 6) и по боковым поверхностям зубьев (рис. 5. 1, в и 5. 2).

ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Расчет на прочность шлицевых соединений Основными критериями работоспособности шлицевых соединений являются сопротивления рабочих поверхностей смятию и изнашиванию. где Т- расчетный крутящий момент; dm - средний диаметр соединения; z число зубьев; h рабочая высота зубьев, мм; l рабочая длина соединения; σсм допускаемое напряжение смятия. Ψ коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (0, 7… 0, 8)

ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Рисунок 1 – Штифты (а – гладкие, б – с канавками, в – с резьбовым концом, г – разводной конический) Соединения предназначены для точного взаимного фиксирования деталей, а также для передачи небольших нагрузок. Достоинства штифтовых соединений: простота конструкции; простота монтажа демонтажа; точное центрирование деталей; предохранение механизма от перегрузки. Недостатком штифтовых соединений является ослабление соединяемых деталей отверстием.

ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Расчет на прочность штифтовых соединений По характеру работы штифтовое соединение работает на срез и смятие. Условие прочности при срезе радиального штифта Условие прочности на смятие где Ft срезающая сила (осевая или окружная); i число поверхностей среза; Ас= πd/4 площадь штифта при срезе; Асм=d(D d 1) площадь поверхности смятия (сжатия); [τc] допускаемое напряжение при срезе; [σсм] допускаемое напряжение при смятии.

Соединения сваркой Сварные соединения получают за счет формирования межатомных связей между свариваемыми частями деталей. По ГОСТ 19521 74 различают термический, механический и термомеханический классы сварки. Термическая сварка (сварка плавлением) связана с местном или общем нагреве стыка соединяемых деталей до расплавления и последующем остывании. Механическая сварка связана с пластическом деформировании холодных стыков деталей — сварка давлением. Термомеханическая сварка связана с пластическом деформировании нагретых стыков деталей. На практике используют свыше 60 способов сварки. Термины и определения основных понятий в области сварки устанавливает ГОСТ 2601 84 (в ред. 1992 г. ). Достоинства: сварные соединения отличаются высокой технологичностью, а процесс сварки большой производительностью, сварные соединения наиболее прочные из всех неразъемных соединений. Недостатки: наличие остаточных напряжений из за неравномерного нагрева и охлаждения деталей, коробление, возможность образования скрытых дефектов в виде трещин и непроваров. Сварные соединения в РЭС применяют для изготовления корпусов, кожухов, стоек, панелей, каркасов, шкафов и т. д. В РЭС широко применяется контактная сварка: стыковая, точечная, роликовая, рельефная, конденсаторная, термокомпрессионная.

Классификация способов сварки. • По виду источника теплоты сварка различается : газовая, дуговая, электронно лучевая, плазменная и др. • По способу защиты от окисления материала в зоне сварки: под флюсом, в аргоне, в вакууме и др. • По степени механизации сварки: ручная, полуавтоматическая и автоматическая. • По виду (типу) сварного соединения, который определяет взаимное расположение свариваемых элементов — стыковые, угловые, тавровые, нахлесточные и торцовые сварные соединения. • По способу удержания расплавленного металла швы сварных соединений делятся на швы, выполненные без подкладок; на съемных и остающихся стальных подкладках; на медных, флюсомедных, керамических и асбестовых подкладках, а также флюсовых и газовых подушках. В зависимости от того, с какой стороны накладывается шов, с одной или двух сторон, различаются односторонние и двусторонние швы. Рис. 1. Схема газовой (а), дуговой (б) и контактной сварки (в и г)

Контактная электросварка производится за счет разогрева стыка деталей (тонких листов) теплотой, выделяемой при прохождении электрического тока через два электрода, сжимающих эти детали. Стыковая сварка применяется для изготовления деталей различных форм и сечений, требует равномерного нагрева и защиту стыка от окисления. Точечной сваркой сваривают детали плоской формы толщиной от 5… 10 мкм до 4… 6 мм. При точечной контактной сварке центральная часть столбика металла, зажатого между электродами силой F, быстро нагревается до расплавления после включения трансформатора. Затем выключается ток и сила снимается. При охлаждении образуется сварная точка с литым ядром. Роликовая или шовная сварка производится на машине, у которой электродами служат принудительно вращающиеся диски, сжимающие свариваемые детали. Требует больших токов и давлений. Рельефная сварка –сварка по предварительно выштампованному выступу. Конденсаторная сварка производится разрядом тока батареи конденсаторов большой емкости. Сварка монтажных проводов «в шарик» . Термокомпрессионная сварка – сварка под давлением с локальным нагревом места сварки за счет теплопередачи от нагретого электрода. Термокомпрессионной сваркой производят монтаж элементов МС, соединение металлических проводов к полупроводниковым кристаллам.

Расчет на прочность Для всех видов стыковых швов работающих на растяжение Р – расчетрая нагрузка; δ – толщина соединяемых деталей; расчетная длина сварного шва; допускаемое напряжение сварного шва. Сварные швы внахлест рассчитывают на срез Точечная сварка Роликова я сварка Р – расчетрая нагрузка; d. Т диаметр сварной точки; b – ширина шва; допускаемое напряжение сварного шва на срез; n – количество точек сварки. коэффициент ослабления материала при сварке

ИЗОБРАЖЕНИЕ ШВОВ СВАРНЫХ СОЕДИНЕНИЙ [ГОСТ 2. 312 72] Швы сварных соединений условно изображают: видимый сплошной основной линией ; невидимый штриховой линией. От изображения шва проводят одностороннюю стрелку с линией выноской. Видимую одиночную сварную точку условно изображают знаком (+), выполненным сплошными основными линиями. Невидимую одиночную сварную точку не изображают.

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ ШВОВ СВАРНЫХ СОЕДИНЕНИЙ [ГОСТ 2. 312 72] Условное обозначение шва наносят: на полке линии выноски, проведенной от изображения шва с лицевой стороны

ЗАКЛЕПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Заклёпочное соединение —осуществляется при помощи заклёпок или деталями с цапфами и лапками. Выполняющими роль заклепок. Заклепки изготовляют штамповкой в горячем состоянии на специальных прессах. Основным материалом для заклепок служат калиброванные стальные прутья из мягкой стали, обычно Ст. 1, Ст. 2, Ст. 3, Сталь 10; Сталь 15, алюминий и его сплавы, медь и ее сплавы. Рис. 1 В заклепочных соединениях применяют заклепки со, сплошным стержнем (рис. 1, а—г), полупустотелые (рис. 1, д—ж) и пустотелые (рис. 1, з).

ЗАКЛЕПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Рис. 25. 13. Схема формирования замыкающей головки: Схема формирования заклепки. 1 пуансон, 2 прижим, 3 заклепка, 4 оправка. На чертежах указывают все конструктивные размеры швов клепаного соединения. При этом не вычерчивают все заклепки соединения. Обычно показывают одну две из них, а место расположения остальных обозначают пересечением осей

Расчет на прочность F F Рис. 1. Расчетная схема заклепочного соединения условие прочности заклепки на срез условие прочности заклепки на смятие где F сила, действующая на соединение; z число заклепок; k – число поверхностей среза; s – толщина листа; допускаемое напряже на срез; допускаемое напряжение на смятие

ЗАКЛЕПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Достоинства заклепочных соединений: 1. Высокая прочность и надежность соединения 2. Простота контроля качества соединения 3. Возможность соединения деталей из любых материалов 4. Высокая работоспособность при ударных и повторно переменных нагрузках 5. При разборке соединяемых деталей (разрушении заклепок), детали обычно почти не повреждаются и могут быть использованы повторно Недостатки заклепочных соединений: 1. Неполное использование материала соединяемых деталей в результате их ослабления заклепочными отверстиями 2. Сложность технологического процесса изготовления клепанных конструкций 3. Трудность соединения деталей сложной конструкции 4. Соединение деталей встык требует применения специальных накладок

ПАЯНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Пайка – процесс получения неразъемного соединения за счет смачивания соединяемых поверхностей припоем и созданием межатомных связей. Припои согласно ГОСТ 19248— 73 по температуре плавления подразделяют на особо легкоплавкие (tпл< 145° С), легкоплавкие (tпл = 145+450° С), среднеплавкие (tпл = 450+ 1160° С), высокоплавкие (tпл = 1100+1850° С) и тугоплавкие (tпл > 1850° С). При пайке для защиты поверхностей соединяемых деталей от окисления служат защитная атмосфера или флюсы. Флюсы растворяют оксидные пленки и повышают текучесть припоя. Флюсы в зависимости от температурного интервала активности подразделяют на низкотемпературные (tакт< 450° С), к которым относятся канифольные, кислотные, фторборатные и т. д. , и высо котемпературные (акт >450° С), боридные, t боридноуглекислые и др. По способу нагрева различают пайку паяльником, плазменной горелкой, электронным лучом, лазером, погружением в расплавленную соль, волной припоя, а также газопламенную, электродуговую, индукционную и др. Способ нагрева зависит от конструкции соединения, требуемого количества теплоты и температуры нагрева. Для пайки используют мягкие припои ПОС — оловянно свинцовые по ГОСТ 21930— 76 и ГОСТ 21931— 76 и твердые припои ПСр — серебряные по ГОСТ 19738— 74.

ПАЯНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ В конструкциях паяных узлов применяют соединения встык и нахлесточные, а также комбинации этих соединений. Расчет на прочность проводится аналогично сварным соединениям. Для обозначения паяного соединения следует применять условный знак, который наносят на линии выноске сплошной основной линией

КЛЕЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Клеевые соединения применяют для соединения деталей из различных материалов, например металлов, пластмасс, керамики и резины. Клеи подразделяют на отверждаемые за счет: • охлаждения клеевого состава (на основе термопластичных материалов); • удаления растворителя (декстриновый на основе крахмала; казеиновый хорошая адгезия, но не влагостойкий; резиновый – раствор каучука в бензине, позволяет получать хорошие соединения большой номенклатуры материалов); • химических процессов (к таким клеям относят фенолоформальдегидный, эпоксидный и др. Клеи этой группы применяются чаще других. Синтетические клеи БФ 2, БФ 4, ВК 8, ПФЭ 2/10 ). Процесс склеивания состоит из подготовки поверхностей деталей, нанесения клея, соединения деталей и выдержки при определенной температуре и давлении. Толщина клеевого слоя 0, 05… 0, 15 мм.

КЛЕЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Достоинства клеевых соединений: 1. Коррозионная и бензомаслостойкость 2. Уменьшение массы конструкции по сравнению с другими видами неразъемных соединений 3. Невысокая концентрация напряжений в месте соединения 4. Возможность соединения практически любых конструкционных материалов 5. Возможность соединения деталей практически любой толщины 6. Герметичность и достаточная надежность соединения 7. Высокая усталостная прочность 8. Значительно меньшие, чем при сварке и клепке, трудовые затраты на единицу продукции Недостатки сварных соединений: 1. "Старение", т. е. снижение прочности соединения с течением времени 2. Низкая теплостойкость 3. Невысокое сопротивление растяжению и сдвигу, особенно в случае неравномерного отрыва 4. Необходимость тщательной зачистки и пригонки склеиваемых поверхностей Расчет на прочность проводится аналогично сварным соединениям.

КЛЕЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Для обозначения клееного соединения следует применять условный знак, который наносят на линии выноске сплошной основной линией

Фрикционные передачи Фрикционной передачей называют механизм, в котором движение одного жесткого звена преобразуется в движение другого жесткого звена за счет сил трения. Простейшая передача включает в себя ведущий 1 и ведомый 2 катки (рис. 1, а ) и две опоры 3 и 4, одна из которых может смещаться для создания начального прижатия катков. В лентопротяжных механизмах (ЛПМ) используют передачи, преобразующие вращательное движение ведущего катка 1 в поступательное движение ведомого звена 3 (рис. 1, г) Рис. 1. Схемы фрикционных механизмов (цилиндрическая передача, рис. 1, а, в, коническая передача, рис. 1, б),

Фрикционные передачи • Достоинства передач: простота конструкции, плавность движения и бесшумность работы, удобстве регулирования частоты вращения ведомого звена. • Недостатки передач: необходимость прижимного устройства, большие нагрузки на опоры, проскальзывание, непостоянство передаточного отношения. Передаточное отношение i до 10, мощность N до 300 КВт Прижатие катков является необходимым условием работы передач. Если на ведомый каток диаметром d 2 действует момент сопротивления (внешняя нагрузка) Т 2 то для его преодоления требуется полезная окружная сила Ft 2 = 2 T 2/d 2 = Ff где Ff — сила трения, образующаяся на площадке контакта катков, Ff = Fr f. Здесь f — коэффициент трения качения; f = 0, 5 — для пары роликов из стали или чугуна при работе в масле, f = 0, 1. . . 0, 15 — для пары сталь — текстолит или фибра без смазывания.

Фрикционные передачи Для уменьшения проскальзывания катков (из за вибрации, перегрузок и др. ) в процессе работы создают запас сцепления K = Ff / Ft >1. Нарушение условия приводит к буксованию и быстрому износу катков. В силовых передачах принимают обычно К= 1, 25. . . 1, 5, в приборах К = 3. Необходимое усилие прижатия роликов Fr = KFt, /f = 2 KT 2/(fd 2). Усилие Fr, оказывается существенно большим, чем сила Ft: например, при К =1, 5 и f = 0, 01 усилие Fr, = 150 Ft. Критериями работоспособности катков фрикционных передач являются контактная прочность, износостойкость. Расчет на прочность выполняют по допускаемым контактным напряжениям [σН]. σН<[σН]. Расчетная схема катков Рис. 1. В передаче окружная скорость на ведомом катке v 2 меньше скорости на ведущем v 1 вследствие проскальзывания связанного с упругим смещением контактирующих точек катков. Влияние проскальзывания учитывают с помощью коэффициента проскальзывания ξ, определяемого опытным путем V 2 = (1 – ξ) V 1, ξ = 0, 01 … 0, 05. Передаточное отношение i = ω1 / ω2 = D 2 / D 1 (1 – ξ) Рис. 1 Расчетная схема катков

Фрикционные вариаторы Фрикционные передачи могут быть с переменным передаточным отношением. Кожа Рис. 1. Лобовой вариатор

Ременные передачи а) 6) Рис. 2. Перекрестная (а) полуперекрестная (б) передачи Рис. 1. Схема ременной передачи и Рис. 3. Ременная передача (рис. 3) состоит из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов и надетого на них ремня 3. Ременная передача предназначена для передачи крутящего момента на большие расстояния с преобразованием параметров вращения. В механических приводах ременную передачу используют преимущественно как понижающую. Передаваемая мощность — до 50 к. Вт, окружная скорость до 40. . . 50 м/с, максимальное передаточное отношение i = 5. . . 6 — для передачи без натяжного ролика и i = 6. . . 10 — для передачи с натяжным роликом;

Ременные передачи • • Достоинства передач: возможность передачи движения на большие расстояния (на 8. . . 10 м и более), простота конструкции, сравнительно малая стоимость, быстроходность, плавность и бесшумность работы, малая чувствительность к перегрузкам, толчкам и ударам. Недостатки передач: невысокая долговечностью ремня большими радиальными габаритами, значительными нагрузками на валы и опоры, непостоянством передаточного отношения. Рис. 4 Ремни передач трением по форме поперечного сечения подразделяют на плоские, клиновые, поликлиновые, круглые, квадратные. Плоские ремни (рис. 4 а). Отличаются большой гибкостью из за малого отношения толщины ремня к его ширине. Наиболее перспективны ремни, изготовленные из синтетических материалов, ввиду их высокой прочности и долговечности. Несущий слой этих ремней выполняется из капроновых тканей, полиэфирных нитей. Материал фрикционного слоя — полиамид или каучук.

Ременные передачи Клиновые ремни (рис. 1 б). Имеют трапециевидное сечение с боковыми рабочими сторонами, соприкасающимися с канавками на шкивах. Благодаря клиновому действию ремни этого типа обладают повышенным сцеплением со шкивами. Клиновые ремни применяемые наиболее часто, имеют большую долговечность и тяговую способность по сравнению с плоскими, могут передавать вращение на несколько валов одновременно, допускают umax = 8 10 без натяжного ролика. 10 1317 22 32 38 50 мм Рис. 5 10 13 17 22 мм а б Рис. 6 Они состоят из кордотканевого слоя 1 размещенного в нескольких слоях вискозной или капроновой ткани, и резинового (или резинотканевого) слоя 2, (рис. 5, а). Эти слои связаны оберткой 3 из нескольких слоев диагонально намотанной прорезиненной ткани. Применяют также ремни с кордошнуровым несущим слоем, состоящим из одного слоя кордошнура 1 толщиной 1, 6— 1, 7 мм, заключенного в слой резины 2 (рис. 5, б). Такие ремни имеют большую гибкость и используются при меньших диаметрах шкивов и больших скоростях. Размеры поперечного сечения ремней Рис. 6, нормальные – а, узкие – б.

Ременные передачи Поликлиновые ремни (см. рис. 4, в). Представляют собой бесконечные плоские ремни с продольными клиновыми ребрами на внутренней поверхности. Эти ремни сочетают гибкость плоских ремней и повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней. Круглые ремни (см. рис. 4, г). Выполняют из резины диаметром от 3 до 12 мм, используются для передачи небольших мощностей в приборах и бытовой технике. Ремни квадратного сечения (см. рис. 4, д) применяют для передачи небольших мощностей в приборах. Шкивы изготовляют из чугуна СЧ 10 и СЧ 15, легких сплавов и пластмасс при работе передачи с небольшими скоростями и из сталей (25 Л, 15 и др. ) при окружных скоростях свыше 30 м/с. Форма обода зависит от профиля ремня. Шкивы плоскоременных передач (ГОСТ 17383 — 73) могут иметь внешнюю поверхность цилиндрическую, выпуклую и цилиндрическую с краями в форме конусов. Последние уменьшают сползание ремня со шкива в процессе работы, особенно при наличии непараллельности осей валов. В передаче окружная скорость на ведомом шкиву v 2 меньше скорости на ведущем v 1 вследствие проскальзывания связанного с упругим смещением контактирующих точек катков. Влияние проскальзывания учитывают с помощью коэффициента проскальзывания ξ, V 2 = (1 – ξ) V 1, ξ = 0, 01 … 0, 02. Передаточное отношение i = ω1 / ω2 = D 2 / D 1 (1 – ξ)

Ременные передачи УСИЛИЯ И НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ При движении ремень передает усилие с ведущего шкива на ведомый за счет сил сцепления (трения) на поверхностях контакта, определяемых углом обхвата ремнем шкива (рис. 7). Для создания между ремнем и шкивами сил трения ремень прижимают к шкивам усилием предварительного натяжения. Под действием вращающего момента Т 1, в ведущей ветви (набегающей на ведущий шкив) натяжение возрастет до некоторой величины F 1 вследствие появления момента сопротивления Т 2, а усилие в ведомой ветви (сбегающей с ведущего шкива) уменьшится до величины F 2. Ft = F 1 F 2 = 2 Т 1/D 1, где F 1 и F 2 — силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня под нагрузкой. Максимальные напряжения в ремне σmax = Рис. 7 σ1 + σи + σц Рис. 8

ВИНТОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ Винтовой механизм называется передачей винт – гайка. Передача винт — гайка служит для преобразования вращательного движения винта в поступательное движение гайки. В РЭС движение винта осуществляют с помощью маховичка или компонуют винтовую передачу с другими видами передаточных механизмов с приводом от электродвигателя. Эти механизмы трехзвенные. Они состоят из стойки и двух подвижных звеньев, образующих три кинематические пары. Трехзвенный винтовой механизм состоит из винта 1, гайки 2 и стойки 3. Он предназначен для преобразования вращательного движения винта в поступательное движение гайки по направляющим стойки. Достоинства передачи: простота конструкции, большой выигрыш в силе, плавность работы. Недостатком является низкий к. п. д. , большие потери на трение, необходимость применения дорогостоящих антифрикционных материалов. Передачу винт — гайка применяют в механизмах настройки РЭС для осуществления точных перемещений.

ВИНТОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ Трапецеидальная (а) и метрическая (б) резьбы. В передаче винт — гайка используют в основном трапецеидальную резьбу в отдельных случаях — метрическую. Резьба имеет наружный d(D), внутренний d 1(D 1) и средний d 2(D 2) диаметры (d относится к винту, D — к гайке), шаг Р, теоретическую высоту профиля Н, рабочую высоту профиля Н 1, угол профиля α, угол подъема резьбы β, число заходов z, ход резьбы t=Pz. При проектировании передачи винт — гайка задаются величиной перемещений гайки L – в мм, временем перемещения Т – в с и силой, действующей на гайку, Q. Зависимость между перемещением, временем, частотой вращения винта пв - в об/мин и параметрами резьбы винта имеет вид L = Рznв. Т/60 Расчет на прочность передачи состоит в расчете на срез и смятие витков резьбы гайки. Расчет на износостойкость проводится из условия ограничения удельного давления для гайки: 2 2 Р = 4 Q/π (d – d 1) n ≤ [p] Для гайки из бронзы и винта из нормализованной стали при наличие смазки [p] = 7… 9 МПа.

ВИНТОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ Конструкции гаек, устраняющих мертвый ход в винтовой паре перемещением частей гайки: осевым и радиальным Шариковинтовая передача

Кулачковые механизмы Кулачковый механизм предназначен для воспроизведения заданного закона движения ведомого звена. Простейший кулачковый механизм – трехзвенный, состоящий из кулачка, толкателя и стойки. Входным звеном чаще всего бывает кулачок. Кулачковые механизмы бывают плоскими и пространственными. По характеру движения К. М. подразделяются на пространственные и плоские. В зависимости от вида движения кулачка подразделяются на поступательные, вращательные и качающиеся. По взаимному расположению кулачка и толкателя К. М. подразделяются на центральные и дезаксиальные (нецентральные). По типу замыкания кинематической пары подразделяются на пары с силовым и кинематическим замыканием. К. М. относятся к механизмам с высшими кинематическими парами. Рис. 1 Механизм с поступательнодвижущимся толкателем Рис. 2 Кулачковый механизм с поворачивающимся толкателем

Классификация кулачковых механизмов

Силы в кулачковом механизме Углом давления называется угол между направлением силы и направлением перемещения, вызванного этой силой. В случае кулачкового механизма сила действует по общей нормали, проведенной через точку касания ролика и кулачка, направление перемещения – по оси толкателя Угол θ между этими направлениями – угол Перенесем силу Р по линии действия n – n в точку В и разложим на давления. составляющие N и T. Сила Т является движущей силой для толкателя, сила N прижимает толкатель к направляющей, в результате чего возникает сила трения F. T = P cos θ N = P sin θ F = f N С увеличением угла θ движущая сила T уменьшается, а сила трения F увеличивается. При некотором предельном значении угла θ движущая сила станет равной силе трения – толкатель застопорится. F = T f P sin θ = P cos θ

Анализ и синтез кулачковых механизмов Основной задачей кинематического анализа является определение перемещений, скоростей и ускорений толкателя при заданных схеме механизма и профиле кулачка. Решение этой задачи может быть осуществлено аналитическими и графическими методами, первый из которых более точен, но сложен, а второй – менее точен, но прост. Задача синтеза кулачковых механизмов состоит в построении профиля кулачка. Синтез кулачковых механизмов выполняется в два этапа. Первый этап – определение основных размеров механизма: минимального радиуса, диаметра ролика, положение неподвижных элементов механизма. Второй этап – определение профиля кулачка по заданному закону движения. Определение минимального радиуса кулачка производится на основании угла давления.

Зубчатые передачи а б в г д е а цилиндрическая прямозубая; б цилиндрическая косозубая; в шевронная. г коническая прямозубая; д коническая с косыми зубьями; е коническая с круговыми зубьями; Зубчатыми называют передачи, в которых движение между зубчатыми колесами передается с помощью последовательно зацепляющихся зубьев Зубчатые передачи предназначены для передачи движения с изменением угловой скорости и крутящего момента по величине и направлению. Преимущества: высокий КПД, постоянство передаточного отношения, компактность, долговечность, надежность, простота обслуживания. Недостатки: сравнительно высокая сложность и трудоемкость в изготовлении, шум при больших окружных скоростях, невозможность плавного изменения скорости движения, необходимость смазки.

Классификация зубчатых передач: • по взаимному расположению валов • – цилиндрические – с параллельными осями валов; • – конические с пересекающимися осями валов; – червячные, винтовые и гипоидные со скрещивающимися • осями валов; • по форме профиля зуба – эвольвентным профилем; – неэвольвентным профилем (часовое, циклоидальное, цевочное, зацепление Новикова); • по расположению зуба относительно обода колеса – – • по числу ступеней – одноступенчатые; – многооступенчатые; по конструктивному оформлению – открытые; – закрытые; по окружной скорости – тихоходные менее 3 м/с ; – среднескоростные 3. . 15 м/с; – быстроходные более 15 м/с по величине крутящего момента – силовые; – приборные; – отсчетные с прямым зубом; косозубые; шевронные; с круговым зубом; Зубчатые передачи разделяются на 12 степеней точности. Приборные передачи 3… 7 степень точности. Передаточные механизмы 7… 8. Зубчатая передача предназначенная для понижения угловой скорости называется редуктором. Зубчатая передача предназначенная для повышения угловой скорости называется мультипликатором.

Геометрия эвольвентного зацепления Делительный диаметр: шестерни, колеса d 1=mz 1/cos d 2=mz 2= mz 2/cos Ширина зубчатого венца b = bm m Коэффициент радиального зазора C =0, 35 при 0, 5 m 1 C =0, 25 при m 1 Высота: головки зуба ha=m ножки зуба hf=(1+ C )m зуба h= ha+ hf Диаметр вершин зубьев: Рис. 1 Рис. 2 Эвольвенту описывает любая точка прямой перекатывающая по основной окружности Делительной называется окружность по которой производится деление цилиндрической заготовки на z равных частей πd = z·Pt, где Pt – окружной шаг. m = Pt / π - модуль зацепления da 1= d 1+2 m da 2= d 2+2 m Диаметр окружностеей впадин df 1=d 1 -2(1+ C )m df 2=d 2 -2(1+ C )m Межосевое расстояние a =m(z 1+z 2)/2 cos

Эвольвентное зацепление Основная теорема зацеления Нормаль к профиям зубье в точке касания пересекает межосевую линию в полюсе зацепления и делит межосевое растояние на отрезки, обратно пропорциональные угловым скоростям. О 2 Р/О 1 Р = ω1/ ω2 =u Нормаль NN является линией зацепления, т. е. траекторией общей точки контакта сопряженных зубьев при ее движении. Угол αω между линией зацепления и прямой, перпендикулярной межосевой линии, называется углом зацепления. Линия зацепления является геометрическим местом точек контакта сопряженных эвольвентных профилей. Продолжительность зацепления характеризуется коэффициентом торцевого перекрытия εα=lα/pb. Обычно εα = 1, 2 … 1, 8

Способы изготовления зубчатых колес 1 – пальцевая фреза; 2 – дисковая фреза; 3 – долбяк; 4 – гребенка (рейка) Метод копирования, при котором рабочие кромки инструмента по форме соответствуют обрабатываемой поверхности (рис. а, б); Метод огибания (обкатки), при котором инструмент и заготовка за счет кинемати ческой цепи станка выполняют два движения резания и огибания (рис. в, г).

КОРРИГИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС от лат. corrigo исправляю, улучшаю), приём улучшения формы зубьев эвольвентного зубчатого зацепления. При нарезании зубчатых колёс исходный стандартный контур производящей рейки смещают в радиальном направлении так, что её делительная прямая не касается делительной окружности колеса. Коррекция зацепления может быть, высотной или угловой. Осуществляется она смещением инструментальной рейки на размер х при нарезании зубьев (положительное смещение рейки — от центра зубчатого колеса, отрицательное — к центру). Влияние смещения исходного контура производящей рейки на форму зуба колеса: 1 — положение несмещенного исходного контура; 2 — делительная прямая исходного контура в этом положении; 3 — делительная окружность колеса; 4 — форма зуба колеса с подрезом ножки, полученная без смещения исходного контура; 5 — положение исходного контура, смещенного на хт от центра колеса; 6 — форма зуба колеса, полученная при смещении исходного контура; t — шаг зубчатого колеса.

Влияние смещения исходного контура на форму зуба При положительном смещении увеличивается толщина зуба у основания, что повышает изгибную прочность зуба. Возрастают диаметры вершин и впадин, профиль зуба переходит на участок эвольвенты, более удаленный от основной окружности. В результате радиусы кривизны эвольвенты становятся больше, и увеличивается контактная прочность зуба. Одновременно уменьшается толщина зуба на окружности вершин Sa, что может привести к излому вершины зуба, снижается коэффициент торцевого перекрытия.

Точность зубчатых передач 1. Кинематическая точность – характеризует наибольшую погрешностью передаточного отношения или полную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота. 2. Плавность работы – характеризует многократно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения или угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота. 3. Пятно контакта зубьев – характеризует распределение нагрузки по длине зубьев, существенно влияет на работоспособность силовых передач. Под пятном контакта понимается часть активной боковой поверхности зуба зубчатого колеса, на которой располагаются следы прилегания зубьев парного колеса в собранной передаче после вращения под нагрузкой. Точность изготовления цилиндрических зубчатых колес регламентируется ГОСТ 1643 81. Степень точности по ГОСТ 1643 81 6 7 8 9 Скорость V, м/с Прямозубые Непрямозубые до 20 до 30 до 12 до 20 до 6 до 10 до 2 до 4

СИЛЫ В ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕ Начальными называют окружности, проходящие через полюс зацепления Р, которые в процессе зацепления перекатываются одна по другой без скольжения. dw 1 начальный диаметр шестерни. мм dw 2 начальный диаметр колеса, мм Fn – нормальная сила, действующая по линии зацепления Ft окружная сила, действующая по касательной к начальной окружности, Н Fr радиальная сила, действующая по радиусу к центру, Н Т 1 крутящий момент на шестерне αw – угол зацепления, град.

Виды повреждений зубьев

Виды повреждений поверхности зубьев а) Излом зубьев. Различают два вида излома зубьев. Излом от больших перегрузок, а иногда от перекоса валов и неравномерной нагрузки по ширине зубчатого венца и усталостный излом, происходящий от длительного действия переменных напряжений изгиба , которые вызывают усталость материала зубьев. Усталостные трещины образуются чаще всего у основания зуба на той стороне, где от изгиба возникают напряжения растяжения. Для предупреждения усталостного излома применяют: колёса с положительным смещением при нарезании зубьев; термообработку; дробеструйный наклёп; жёсткие валы, увеличивают модуль и др.

б) Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Основной вид разрушения поверхности зубьев для большинства закрытых быстроходных передач, работающих при смазке. Развитию трещин способствует расклинивающий эффект смазочного материала, который запрессовывается в трещины зубьев при зацеплении. Повторяясь, такое действие приводит к откалыванию частиц металла поверхности зубьев и к образованию вначале мелких ямок, переходящих далее в раковины. Для предупреждения усталостного выкрашивания повышают твёрдость поверхности зубьев и степень их точности, правильно выбирают сорт масла и др. в) Изнашивание зубьев. Основной вид разрушения зубьев открытых передач, а также закрытых, но недостаточно защищённых от загрязнения абразивными частицами (пыль, песчинки, продукты износа и т. п. ). Основные меры предупреждения износа – повышение твёрдости зубьев, защита от загрязнения и др. г) Заедание зубьев происходит преимущественно в быстроходных передачах. В месте контакта зубьев развиваются высокие давления и температура, масляная плёнка разрывается и появляется металлический контакт. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Для предупреждения заедания повышают твёрдость рабочих поверхностей зубьев, применяют противозадирочные масла.

Основы прочностного расчета В расчете на контактную прочность полагают, что механика контакта двух зубьев аналогична контакту двух цилиндров с радиусами R 1 и R 2, равными радиусам кривизны эвольвент зубьев в точке контакта, т. е. для расчета зубьев используется задача Герца о контакте цилиндров. При расчете на прочность при изгибе прямого зуба приняты следующие допущения: 1) нагрузка приложена к вершине зуба и передается одной парой зубьев; 2) зуб рассматривают как консольную балку. При расчете зуба сила нормального давления переносится по линии действия в точку А, лежащую на оси зуба.

Расчет на прочность зубчатых передач Проектировочный и проверочный расчет на контактную прочность поверхностей зубьев. Проектировочный расчет где Кa – вспомогательный коэффициент; u – передаточное число; Т 2 Н – исходная нагрузка, Н м; ba = b /a , b ширина венца зубчатого колеса, мм. – допускаемое контактное напряжение, МПа. Проверочный расчет НР Проектировочный и проверочный расчеты на выносливость зубьев при изгибе Проектировочный расчет где Km – вспомогательный коэффициент; T 1 F – исходная расчетная нагрузка на шестерне, Н KF - коэффициент, учитывающий неравномерност распределения нагрузки по ширине венца ; z 1 – число зубьев шестерни; bd – вспомогательный параметр, bd = b /d 1 ; FР 1 – допустимое изгибное напряжение, МПа; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба Проверочный расчет где d 1 – начальный диаметр шестерни, мм; u – передаточное число. где Ft – удельная окружная расчетная сила, Н мм. Fн t – исходная расчетная окружная сила, Н.

Конические зубчатые передачи Конические зубчаты колеса применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются под углом. Межосевой угол лежит в пределах 10 170. Наиболее часто применяют передачи с межосевым углом =90. Конические колеса выполняются с прямым и криволинейным направлением зубьев. Недостатками конической зубчатой передачи является наличие осевых усилий и необходимость консольного крепления одного из колес. Внешнее конусное расстояние Re Передаточное отношение конических зубчатых передач u =1 5. Основным параметром является mte – внешний окружной модуль, мм определяемый на внешнем делительном (начальном) диаметре de. Передаточное отношение: u=n 1/n 2=z 2/z 1=Ctg 1=tg 2, где 1, 2 – углы делительных конусов шестерни и колеса.

Силы в конической зубчатой передаче dm 1, dm 2 средние делительные диаметры шестерни и колеса, мм δ 1 и δ 2 – углы делительных конусов шестерни и колеса, о Т 1 – крутящий момент на шестерне, Н·м Сила нормального давления Fn 1 = Fn 2 = Ft/cos α. Радиальная сила первого колеса уравновешивается осевой силой второго колеса Fr 1 = Fa 2 = Ft tg α ⋅ cos δ 1. Осевая сила первого колеса уравновешивается радиальной силой второго колеса Fa 1 = Fr 2 = Ft tg α ⋅ sin δ 1.

Червячная передача состоит из червяка 1 и червячного колеса 2. Червячная передача применяется для передачи движения между валами со скрещивающимися осями. Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных отношений (u до 300); плавность и бесшумность работы; надежность и простота ухода; возможность самоторможения. Недостатки червячных передач: низкий КПД (от η = 0, 5 до 0, 85); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных материалов; нагрев передачи; возможность заклинивания. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 к. Вт).

Классификация червяков По форме тела червяка передачи разделяются Червяки в зависимости от формы профиля витков разделяются Архимедов червяк в торцевом сечении виток червяка очерчен по архимедовой спирали, в осевом сечении имеет трапецеидальный профиль Конволютный червяк имеет прямоугольный профиль в нормальном к витку сечении Эвольвентный червяк имеет эвольвентный профиль боковых сторон в сечении перепендикулярном оси

Геометрия червячной передачи Червяк Число витков, зубьев Делительный диаметр Коэффициент диаметра червяка Делительный угол подъема витка Диаметр вершин витка Диаметр впадин витков Шаг червяка Червячное колесо

Силы в червячной передаче

Виды повреждений зубьев

Расчет на прочность червячной передачи Расчет зубьев на прочность состоит из расчета на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев и выносливость зубьев при изгибе. Расчет проводится для зубьев червячного колеса, имеющих меньшую прочность, чем витки червяка. Расчет на контактную выносливость Расчет на выносливость рабочих поверхностей зубьев при изгибе межосевое расстояние, мм; YF коэффициент формы зуба; коэффициент диаметра червяка; m – осевой модуль; число зубьев червячного колеса; допускаемое контактное напряжение, МПа; коэффициент нагрузки, расчетный момент на колесе, Н м. γ – угол подъема витка червяка; окружная сила на колесе, Н; допускаемое напряжение при изгибе, МПа.

Мальтийские механизмы Название свое механизм получил по одному из названий духовно рыцарского ордена иоаннитов или госпитальеров. Орден был основан в Палестине в начале XII века крестоносцами и имел резиденцию в иерусалимском госпитале Святого Иоанна (доме для паломников). В 1530 году иоанниты обосновались на острове Мальта и стали называться Мальтийским орденом. В декабре 1798 года Великим магистром ордена был избран русский император Павел I. Орден существует и поныне, его знаком служит четырехконечный крест с вогнутыми концами. Ведомый элемент механизма прерывистого движения с внешним зацеплением по форме очень напоминает его.

Мальтийские механизмы применяют для преобразования непрерывного вращения ведущего звена 1 в лрерывистое движение ведомого звена (креста 2). Палец 5, закрепленный на ведущем звене, последовательно входит в прорези ведомого звена. На рисунке показан момент начала движения креста 2. Палец 5 находится в начале прорези. При вращении звена 1 по часовой стрелке палец входит внутрь прорези, приближаясь к оси вращения креста, а затем начинает удаляться от оси и выходит из прорези. Пока палец перемещается по прорези, крест поворачивается, а после выхода Мальтийский механизм состоит из равномерно вращающегося пальца из прорези крест останавливается. кривошипа 6 с пальцем 5, который входит в пазы мальтийского креста 3. Кривошип неподвижно закреплен относительно ведущего звена 7. При вращении кривошипа его палец последовательно входит в каждый из четырех пазов и поворачивает крест на ¼ оборота. Для фиксации положения креста во время остановки используют сопряжение поверхностей креста 2 и диска 1. Вырез 4 на диске позволяет проворачиваться кресту α+ β = π/2; пальца в прорези. во время нахождения для нормального механизма α = π/z, Схема мальтийского механизма где z — число пазов креста, поэтому β = π/2·(z-2)/z Выразим время поворота креста tn и время покоя t 0 через время полного оборота креста Т: tn/T = β/π

Храповые механизмы. Храповые механизмы используют для преобразования колебательного движения ведущего звена во вращательное или поступательное движение ведомого звена с остановами. Число зубьев храпового колеса z определяется наименьшим углом его поворота ψ за один ход собачки: Z =2π/ψ Задаваясь наружным диаметром D, получим m = D/z. Длину зуба храпового колеса выбирают, исходя из допустимой удельной нагрузки [q]. b>Ftl[q]. Материал храпового колеса и собачек — термически обработан ная сталь марок 20 Х, 12 ХНЗ, 40 ХН. При НВ = 280 f 350 [q] <250 Н/мм, Окружная сила, действующая на собачку и зуб храпового колеса, Ft=2 T 1 K/D.

Подшипники качения классифицируют по форме тел качения – шариковые и роликовые (цилиндрические короткие, длинные и игольчатые, конические, бочкообразные, витые. ) по направлению воспринимаемой нагрузки – радиальные, предназначенные для восприятия только радиальных или преимущественно радиальных сил; радиально упорные – для восприятия радиальных и осевых сил; упорные – для восприятия осевых сил, радиальную силу не воспринимают; упорно радиальные – для восприятия осевых и небольших радиальных сил; по числу рядов тел качения – одно, двух и четырехрядные; по способности самоустанавливаться – самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся; по основным конструктивным признакам –с цилиндрическим или конусным отверстием внутреннего кольца, сдвоенные и др. Маркировка подшипников состоит из условного обозначения и стандартизована в соответствии ГОСТ 3189 89 и условного обозначения завода изготовителя.

Подшипники качения

Подшипники качения Серия по наружному диаметру: 1 – особолегкая серия нормальной ширины; 2 – легкая серия; 3 – средняя серия; 4 – тяжелая серия; 5 – легкая широкая; и т. д. 46207, диам. вала 7 х5=35 мм, 2 легкая серия, 6 радиально упорный шариковый,

Подшипники качения

Подшипники качения Расчет подшипников по долговечности Методика подбора подшипников изложена в ГОСТ 18854 73 и 18855 73. Согласно ГОСТ 18885 73 находят расчетную долговечность подшипника, выраженную в часах, по формуле 6 r Lh (10 /60 n) (C/P), где C – динамическая грузоподъемность, указанная в каталоге P – эквивалентная динамическая нагрузка; r – показатель степени; r 3 для шарикоподшипников, r =10/3 для роликоподшипников. Эквивалентную динамическую нагрузку определяют в зависимости от типа подшипника по следующим формулам: для шариковых радиальных, радиально упорных и роликовых радиально упорных P (x V Fr y Fa) Kб Kт; для радиально роликовых подшипников с короткими цилиндрическими роликами P Fr Kб Kт; для упорно радиальных, упорных шариковых и роликовых подшипников P (x Fr y Fa) Kб Kт.

Посадки подшипников качения

Поля допусков подшипников качения

Посадки подшипников качения

Муфты служат для соединения валов передачи вращения и момента без изменения его величины и направления. Кинематическая и силовая связь в приборных и других устройствах осуществляется с помощью муфт рис. 1. 1. Рис. 1. 1. Структурная схема устройства с использованием муфт Муфты применяются также для включения и выключения механизма при работающем двигателе (сцепные управляемые муфты) и для предохранения передач от перегрузки (сцепные самоуправляющиеся или предохранительные муфты).

Муфты При выборе типа муфты следует учитывать возможность компенсации муфтой погрешностей расположения осей валов, возникающих при сборке и эксплуатации устройства рис. 1. 2. Рис. 1. 2. Погрешности расположения осей валов Наиболее широко в приборных устройствах применяются постоянные муфты: втулочные, фланцевые, крестовые, поводковые, мембранные, упругие; сцепные самоуправляющиеся: предохранительные, центробежные, свободного хода; сцепные управляемые: кулачковые, фрикционные, порошковые. При проектировании устройств необходимо применять стандартные муфты, которые выбираются по номинальному или максимальному крутящему моменту, допускаемой частоте вращения и диаметру вала. При выборе стандартных муфт рекомендуется производить их проверочный расчет, а при выборе нестандартных муфт необходим полный расчет конструкции.

Классификация муфт. По характеру соединения валов. Муфты механического действия: а) жесткие (глухие) — практически не допускающие компенсации радиальных, осевых и угловых смещений валов; б) компенсирующие — допускающие некоторую компенсацию радиальных, осевых и угловых смещений валов благодаря наличию упругих элементов в)фрикционные допускающие кратковременное проскальзывание при перегрузках Муфты электрического (электромагнитного) действия. Муфты гидравлического или пневматического действия. В электрических и гидравлических муфтах, используют принципы сцепления за счет электромагнитных и гидравлических сил. По режиму соединения валов. Нерасцепляемые (постоянные, соединительные) – соединяют валы постоянно, образуют длинные валы. Управляемые (сцепные) – соединяют и разъединяют валы в процессе работы, например, широко известная автомобильная муфта сцепления. Самодействующие (самоуправляемые, автоматические) – срабатывают автоматически при заданном режиме работы (обгонные, центробежные, предохранительные). Предохранительные муфты, разъединяющие валы при нарушении нормальных эксплуатационных условий работы. По степени снижения динамических нагрузок: Жесткие и упругие, сглаживающие вибрации, толчки и удары

Муфты Постоянные муфты Втулочные муфты являются наиболее простыми разновидностями глухих муфт. На рис. 1. 3. показаны четыре типа втулочных муфт: Для валов диаметром d мм применяются втулочные муфты со штифтами. Рис. 1. 3. Муфты втулочные

ВТУЛОЧНЫЕ МУФТЫ Расчет на прочность Для валов диаметром d … мм применяются втулочные муфты со штифтами. Материал втулок и штифтов – сталь 45. Наружный диаметр муфты должен быть проверен по условию равнопрочности втулки и вала Wp(в) = Wp(вm) или где Wp(в), Wp(вm) – полярные моменты сопротивления вала и втулки; dbm – наружный диаметр втулки, мм; db – диаметр нименьшего из соединяемых валов, мм; допускаемые напряжения при кручении материалов вала и втулки, м. Па. Расчет штифтов проводят из условия прочности на срез Fср / ср = (2 Мк/db)(2/ d 2 ш) ш или Мк d 2 шdb ш где Fср – перерезывающая сила, Н; ср – площадь среза, мм 2; Мк – крутящий момент, Н*мм; dш – диаметр штифта; ш] – допускаемое напряжение материала штифта на срез, ш] = 120 – 100 МПа.

Поводковые муфты являются наиболее распространёнными среди муфт, служащих для присоединения редукторов приводов к электродвигателям. Эти муфты могут передавать вращение при небольшом радиальном смещении валов. Поводковая муфта состоит из двух фланцев 1 и 2 (рис 1. 4, а), закрепляемых на валах. На одном из фланцев имеется палец (поводок) 3, на другом – соответствующий вырез. Упругая муфта (рис. 1. 4, б) кроме фланцев 1, на каждом из которых укреплены по два пальца 2, имеет ещё промежуточный упругий элемент 3 с четырьмя отверстиями. Упругий элемент изготовляют из твёрдой резины, кожи, и прочих материалов. При работе поводковой и упругой муфт возможны погрешности в передаче движения. Они возникают из за радиального смещения валов, зазора между пальцем и отверстием в упругом элементе или из за деформации упругого элемента. Для выбора зазора применяют пружины. На рис. 1. 4, в, показана муфта с зазоровыбирающей пружиной, а на рис. 1. 4, г – поводковая муфта, позволяющая быстро разъединить Рис. 1. 4 Поводковые муфты валы.

Поводковые муфты Расчет на прочность Прочностной расчет поводковых муфт заключается в проверке прочности пальцев на изгиб и упругих элементов (дисков) на смятие. Расчет пальцев муфты на изгиб F сила, приходящаяся на один палец; размер муфты; T передаваемый муфтой крутящий момент; z число пальцев; [ ] допускаемое напряжение изгиба для материала пальца. Материал поводков и пальцев сталь 35, [ ] = 60 80 МПа. Расчет упругих элементов на смятие [ ] допускаемое контактное напряжение смятия для материала упругого элемента, [ ] = 1, 8 2, 0 МПа.

МЕМБРАННЫЕ МУФТЫ Мембранные муфты предназначены для передачи вращения в механизмах, допускающих упругий мертвый ход, и в кинематических цепях, где требуется электрическая изоляция соединяемых валиков. Такие муфты могут компенсировать перекос валов до 2 3 а, также параллельную несоосность до 0, 3 0, 7 мм. Мембраны с поводками и между собой соеденены заклепками (рис. 1. 5). Мембраны изготовляют из 65 Г, стали бронзы. КМЦЗ Бр 1, текстолита и других синтетических материалов. Крутильную жесткость мембранных муфт расчитывают из условия отсутствия резонанса при ограничении на упругий мертвый ход. В РЭА мембранные муфты используют, например, в передатчиках для соединения ручки настройки с переключателем диапазонов. Рис. 1. 5 Основной деталью муфты является мембрана 1, приклёпанная к ступицам 2 и 3, закрепляемым на валах. Муфты с S образной формой мембраны вследствие их большой податливости могут компенсировать большие погрешности расположения соединяемых валов.

КРЕСТОВИДНЫЕ МУФТЫ Крестовидные (кулачково дисковые) муфты применяются в малогабаритных приводах следящих систем РЭА с осевыми смещениями валов до 0, 5 мм. Достоинсива крестовидных муфт является способность компенсировать большие радиальные смещения до 0, 04 d, угловые смещения до 1 град. и простота конструкции. К недостаткам кулачково дисковых муфт относятся большие потери на трение, необходимость смазки, невысокая частота вращения из за центробежных сил, действующих на диск n max = 300 об/мин. КПД муфты 0, 98 0, 99. Муфта состоит из диска (крестовины), с расположенными на противоположных торцах взаимно перпендикулярными выступами, и полу муфт, имеющих пазы, для размещения диска. Рис. 1. Кулачково дисковая муфта: а — элементы муфты; б — в собранном виде

КРЕСТОВИДНЫЕ МУФТЫ Расчет на прочность Муфта состоит из диска (крестовины), с расположенными на противоположных торцах взаимно перпендикулярными выступами, и полу муфт, имеющих пазы, для размещения диска. Крестовидные муфты выбираются по расчетному крутящему моменту и проверяются на смятие рабочих поверхностей кулачков. где k – коэффициент режима работы; T – наибольший, длительно передаваемый муфтой момент, Нмм; h высота кулачка, мм; D – наружный диаметр муфты, мм; d – внутренний диаметр муфты, мм; допускаемые напряжения, МПа. Допускаемые напряжения для незакаленных стальных и чугунных поверхностей = 10, 0 15, 0 МПа при закаленных и надежной смазке = 15, 0 30, 0 МПа.

Муфты упругие втулочно пальцевые Рис. 1. Муфты упругие втулочно пальцевые типа МУВП Упругая втулочно пальцевая муфта является одной из самых распространенных и имеет много разновидностей. Муфта состоит из полумуфты 1, в каторой жестко закреплены стальные пальцы 2 с упругими резиновыми втулками 3, входящие в отверстие второй полу муфты 4 (рис. 1). Муфта допускает радиальное смещение в пределах 0, 3 0, 4 мм , угловое до 10 град. и осевое смещение до 5 мм. Наиболее широкое применение имеет в электротехнических приводах для присоединения электродвигателей. Муфта выбирается по расчетному моменту. Проверочный прочностной расчет муфты производится для резиновых втулок по напряжениям снятия, а пальцев по напряжениям изгиба.

МУФТА С РЕЗИНОВОЙ ЗВЕЗДОЧКОЙ Муфта с резиновой звездочкой по ГОСТ 14084 76 состоит из одинаковых полумуфт 1, 2, имеющих на фланцах торцевые кулачки, и упругого элемента 3, выполненного в форме звездочки. Выступы звездочки располагаются между кулачками полумуфт и работают на сжатие при действии крутящего момента. Материал полумуфт сталь 35, материал звездочки – резина. Муфта допускает радиальное смещение валов от 0, 1 до 0, 4 мм, угловые смещения 1 1, 5 град. , осевые не более 0, 1 мм. Недостаток муфты состоит в том, что при нереверсивном приводе работает только половина зубьев звездочки, что ограничивает передаваемый крутящий момент, с целью увеличения долговечности звездочку можно переставлять, поворачивать на один зуб. Муфта по расчетному крутящему моменту и проверяется по напряжениям смятия для материала звездочки.

Сцепные управляемые муфты Управляемые муфты предназначены для соединения и разъединения валов или вращающихся деталей во время работы механизма. Такие муфты не могут компенсировать несоосность соединяемых валов, что требует высокой точности относительного расположения валов. Различают кулачковые, зубчатые, шпоночные сцепные муфты. В механизмах РЭС и ЭВС наиболее применимы порошковые и фрикционные электромагнитные муфты. Порошковые муфты. Такие муфты применяются в приводах механизмов реверса антенн. Порошковые муфты состоят из двух полумуфт (рис. 1). Ведущая полумуфта представляет собой корпус с обмоткой. В корпус ведущей полумуфты вставлен с зазором стакан ведомой полумуфты , зазор заполнен ферромагнитным заполнителем. При прохождении магнитного потока через магнитные зазоры ферромагнитные частицы намагничиваются и располагаются вдоль силовых линий. В результате поверхности полумуфт оказываются связанными не только магнитными связями, но и механическими – через частицы, сцепленные между собой силами трения. Рис. 1. 1 обмотка, 2 – ведущая часть, Порошковые муфты обладают малой 3 – ведомая часть инерционностью.

Сцепные управляемые муфты Назначение фрикционных муфт — плавное, без ударов, сцепление на ходу двух валов и быстрое или медленное их расцепление. Работа фрикционных муфт основана на возникновении трения между соприкасающимися частями, имеющими форму дисков или конусов. В фрикционных муфтах, применяемых в качестве элементов дистанционного управления различными механизмами и установками, прижим рабочих поверхностей можно осуществить при помощи электромагнитов. Распространение получили дисковые электромагнитные муфты (фиг. 90 и 91).

Муфты сцепные самоуправляющиеся Сцепные самоуправляющиеся муфты служат для соединения или разъединения ведомого и ведущего валов при достижении заданных параметров движения, определенной частоты вращения, заданного крутящего момента (предохранительные муфты), обгонные муфты и т. д. Предохранительные муфты защищают ведомые механизмы приборов от перегрузок или повышенных скоростей. Наибольшее распространение получили муфты, которые при нагрузке или скорости, превышающих допустимую, начинают проскальзывать. В приборостроении применяют шариковые и роликовые предохранительные муфты. Работа таких муфт основана на взаимодействии подпружиненных шариков с соответствующими углублениями или вырезами. Рис. 1. Нерегулируемая муфта (рис. 1 , а) рассчитана на передачу крутящего момента определенной величины. В муфтах, показанных на фиг. 99, б и в, передаваемый момент может быть изменен с помощью винтов (рис. 1, б)

Муфты сцепные самоуправляющиеся Конструкция центробежной предохранительной муфты показана на рис. 1. Эта муфта отключает ведомый вал при превышении муфтой заданного числа оборотов. Кроме того, муфта, как и обычные фрикционные муфты, не будет передавать крутящий момент, превышающий заданный (определяемый трением между колодками 1 и втулкой 2). Муфту регулируют на заданное число оборотов и передаваемый крутящий момент натяжением пружин 3 при помощи винтов 4. Рис. 1. Рис. 2. Муфты свободного хода (обгонные муфты) рис. 2 отличаются тем, что передают вращение ведомому валу только в одном направлении, независимо от направления вращения ведущего вала.

Рис. 1. Постоянные соединительные муфты: а жёсткая некомпенсирующая втулочная; б жёсткая компенсирующая зубчатая; в сочетание двух одинарных шарнирных асинхронных муфт с промежуточным валом; г плавающая кулачково дисковая; д втулочно пальцевая; е — с торообразной оболочкой; 1 — соединяемые валы; 2 — втулка муфты; 3 — втулки с наружными зубьями; 4 — обойма с внутренними зубьями; 5 — полумуфты; 6 — промежуточный вал; 7 — промежуточный диск; 8 — торообразная эластичная оболочка; D — поперечные смещения валов; d — угловое смещение; d 1 и d 2 — углы перекоса шарнирных муфт.

Скачать презентацию ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К НЕСУЩИМ КОНСТРУКЦИЯМ И МЕХАНИЗМАМ РЭС

Прикладная механика исправл..ppt

Количество слайдов: 110