Материалы для гибкого и жёсткого колёс.

Тяжело нагруженные гибкие колёса изготавливаются из сталей 40ХНМА, 38МЮА с повышенной вязкостью, т.к. они менее чувствительны к концентрации напряжений. Средне и лёгко нагруженные колёса выполняют из сталей 30ХГСА и 30ХМА. Их подвергают улучшению-термообработке до НВ 280-320. Для повышения прочности зубчатых венцов применяют азотирование HRC_э 50-70. Для устранения раскатывания внутренняя поверхность колеса также подвергается азотированию. Жёсткие колёса выполняют из конструкционных сталей 40Х или 30ХГСА.

 

Лекция 10

ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ.

Червячные передачи относятся к категории зубчато-винтовых. Они состоят из червяка и червячного колеса, оси которых перекрещиваются под углом 90^о. По форме поверхности червяка, где нарезается резьба, они бывают цилиндрическими и глобоидными. Цилиндрические червяки по форме профиля резьбы в торцевом сечении являются архимедовыми, эвольвентными, или конволютными. В ЛА применяются цилиндрические червячные передачи с архимедовым червяком и трапецеидальным профилем резьбы в осевом сечении. Касание зуба колеса особой дуговой формы с витками червяка происходит по контактной линии, в связи с чем такие передачи имеют повышенную несущую способность.

Достоинствами ЧП являются: плавность зацепления и бесшумность работы, высокая кинематическая точность и возможность самоторможения, большие передаточные числа (до 100), малые габариты и рациональность компоновки.

Конструктивно передачи проектируют с вертикальным, верхним и нижним расположением червяка. В последнем случае лучше условия смазки.

Кинематика и геометрия. К основным параметрам ЧП относятся модуль m, коэффициент диаметра червяка q, и осевой шаг р. Делительный диаметр червяка d₁=mq, угол подъёма винтовой линии tgγ=z₁/q.

Геометрические расчёты ЧП аналогичны расчётам зубчатых передач, так как червяк является подобием косозубого эвольвентного колеса с числом зубьев равным числу витков резьбы. Очевидно, что р₁=р₂. Геометрические размеры червячной пары показаны на рис.12, значения которых в зависимости от m, z_j и q сведены в табл.1. Рекомендации по выбору m,q,z₁ при α=20^о стандартизованы.

При нарезании червячных колёс со смещением -0,7<x<+0,3 межосевое расстояние передачи, диаметры вершин и впадин зубьев равны:

a_w=0,5m(z₂+q+2x); d_a2=m(z₂+2+2x); d_f2=m(z₂-2,4+2x).

В ЧП начальные цилиндры не обкатываются, а скользят один по другому. Поэтому окружные скорости червяка v₁ и колеса v₂ не совпадают.

.

v₂/v₁=tgγ, .

Передаточное отношение определяется так

.

Точность изготовления ЧП регламентируется стандартом. Здесь приняты более жёсткие нормы. В ЛА используются передачи 5 и 6 степеней точности (всего 12 степеней).

У червячного зацепления КПД ниже, чем у зубчатого за счёт потерь на скольжение. При ведущем червяке η=

=tgγ/tg(φ^,+γ); при ведущем червячном колесе η^,=tg(γ-

-φ^,)/tgγ, где φ^,=аrctgf^, (f^,-приведённый коэффициент трения). Для самотормозящейся пары движение от колеса к червяку невозможно, так как η^,<0, если γ<φ^,.

Материалы. Червяк выполняется из легированных сталей 30ХГСА, 40Х и др. Поверхность витков резьбы подвергается термообработке (цементация, закалка ТВЧ), затем шлифуется и притирается. Червячные колёса при v<10 м/c изготавливают из безоловянистых (БрАЖ9-4), или малооловянистых бронз (БрОЦС-6-6-3); при v>10 м/с из оловянистых бронз (БрОФ10-1).

Силы в зацеплении, расчёт на прочность. В передаче в полюсе зацепления действует нормально направленная к витку червяка сила F_n и сила трения F_т=F_nf. Разложим их на составляющие окружную F_t силу, радиальную силу F_r и осевую силу F_a. F_t1=F_a2=2T₁/d₁; F_t2=F_a1=2T₂/d₂, где T₁,T₂ – вращающие моменты на червяке и колесе. Радиальные силы

F_r1=F_r2=F_t2tgα; нормальная сила F_n=F_t2/cosαcosγ; связь между окружными силами F_t1=F_t2tg(γ+φ^,).

Основные виды повреждений червячных передач – это разрушение поверхности и износ бронзовых зубьев колёса, а также заедание передачи. Для ЧП проектным является расчёт на контактную прочность, а проверочным - расчёт на изгиб. Более прочный стальной червяк не проверяется.

Расчёт начинается с выбора материалов пары. Далее определяется передаточное отношение I и число зубьев колеса z₂=z₁i (z₁ назначается, а z₂ округляется до ближайшего целого числа). Затем вычисляется величина T₂=T₁d₂ctg(γ+φ^,)/d₁.

Допускаемое контактное напряжение материала колеса

,

где - коэффициент долговечности; N_HE – эквивалентное число циклов (1,4х10⁵<N_HE<25х10⁷). C_v – коэффициент, учитывающий интенсивность износа от скорости скольжения .

Приближённое значение межосевого расстояния равно

,

где . Здесь =1,05-1,1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба колеса; - коэффициент, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку, где

- длина зуба по дуге делительной окружности;

- удельная окружная динамическая сила. При проектировании принимают K_Н=1.

Затем находят осевой модуль червяка (торцевой модуль червячного колеса) , который округляют до ближайшего большего стандартного значения.

Далее переходят к расчёту геометрических размеров ЧП.

Условие изгибной прочности зуба червячного колеса.

,

где -расчётное местное напряжение изгиба у основания зуба со стороны растяжения; YF –коэффициент формы зуба, который определяется в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса ; K_F=K_H – коэффициент нагрузки.

Допускаемое напряжение изгиба для бронзовых колёс нереверсивных червячных передач.

,

где -пределы текучести и прочности бронзы при растяжении; K_FL= -коэффициент долговечности при расчёте на изгиб; N_FE – эквивалентное число циклов

. В реверсивных передачах σ_FP снижается на 20%.

При значительном тепловыделении расчёт на контактную прочность ещё дополняют тепловым расчётом с проверкой максимальной температуры нагрева масла. Его проводят на основе теплового баланса, т.е. приравнивают тепловыделение теплоотдаче. Обычно теплоотдачу снижают за счёт оребрения поверхности корпуса.

Лекция 11

ПЕРЕДАЧА ВИНТ-ГАЙКА.

Передачи винт-гайка предназначены для преобразования

вращательного движения в поступательное. По виду трения бывают передачи скольжения и качения. По характеру движения звеньев их разделяют:

- на передачи с вращающимся винтом и ведомой гайкой, которая перемещается поступательно;

- и передачи с вращающейся гайкой и ведомым винтом, который двигается поступательно.

Передачи винт-гайка при значительной несущей способности имеют малую массу и размеры, позволяют с малым вращающим моментом создать большую осевую силу и обеспечивают высокую точность требуемого закона движения. Они отличаются простотой конструкции, высокой надёжностью и КПД, большой долговечностью из-за малого износа, возможностью самоторможения.

В передачах винт-гайка скольжения используются стандартная трапецеидальная или упорная резьба. Эта пара должна обладать высокой износостойкостью и сопротивлением к заеданию. Поэтому обычно используются стальные винты и бронзовые гайки. Для винтов применяют углеродистые, или легированные стали с последующей термообработкой и шлифовкой. Для гаек – антифрикционные бронзы. В качестве смазки используют Литол-24, ЦИАТИМ-221 и др. пластичные смазочные материалы.

Расчёт передачи винт-гайка скольжения.

Исходными данными в ТЗ являются: величина L и время t перемещения гайки или винта, а также сила F_a с учётом К_д. Основным видом выхода из строя этих передач является износ, поэтому в качестве критерия работоспособности принимается износостойкость.

При проектном расчёте на износостойкость определяют средний диаметр резьбы

,

где [p] – допускаемое давление между витками резьбы;

γ=1,2-1,5 – коэффициент высоты гайки Н_г (γ=Н_г/d₂).

После вычисления среднего диаметра d₂(D₂) по ГОСТу находят все параметры резьбы: внутренний и наружный диаметры d₃(D₁), d(D) диаметры, шаг Р и рабочую высоту профиля Н₁. Угол подъёма резьбы равен

tgγ=Pz/(πd₂),

где z – число заходов.

Прочность витков резьбы на срез и смятие не проверяют, так как >>[p].

Частота вращения винта и скорость перемещения гайки

.

Далее проводят проверочный расчёт стержня винта на прочность при его нагружении осевой силой и вращающим моментом с учётом усталостного характера повреждения.

Для проверки прочности стержня винта на сложное напряжённое состояние определяют коэффициент запаса прочности в опасном сечении

,

где [n]=1,3-1,5 - допускаемый коэффициент запаса прочности; n_σ, n_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

,

где - рабочие напряжения сжатия (растяжения) и кручения

;

- предельные напряжения для сечения винта

;

,

где К,К^* - коэффициенты снижения пределов выносливости;

- пределы ограниченной выносливости для нормальных и касательных напряжений; R_σ,R_τ-коэффициенты асимметрии цикла; - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла нагружения.

Для определения предельных напряжений необходимо знать циклограмму приложения силы F_a по величине и направлению, так как от этого зависят значения Т и коэффициентов .

Кроме того, при сжатии винт проверяется на устойчивость F_{a кр}/F_a>[n_у],

где [n_у]=2,5-5 – допускаемый запас устойчивости;

F_акр - критическая сила, определяемая по формуле Эйлера.

Передача винт-гайка качения (ШВП) состоит из винта и гайки со специальными винтовыми канавками, в которых перемещаются шарики. Для их непрерывной циркуляции концы рабочей части резьбы в гайке должны быть соединены возвратным каналом. Для силовых ШВП применяют полукруглый профиль канавок с двухточечным контактом с углом контакта 45^о. Прямолинейный профиль (треугольный, трапецеидальный) является более технологичным, но он обладает сравнительно низкой несущей способностью.

Высокий КПД и надёжность ШВП в значительной степени зависят от конструкции и качества изготовления перепускного канала. Винты выполняют из сталей типа ХВГ, а гайки и шарики из - ШХ15 с соответствующей термообработкой до твёрдости не ниже 63 HRC_э.

При проектном расчёте ШВП из условия устойчивости определяют внутренний диаметр резьбы винта

,

где l-длина сжатого участка винта; μ-коэффициент длины винта, зависящий от условий его закрепления.

Далее согласно ТЗ находят диаметр окружности расположения шариков D_pw и диаметр шариков D_w, H_г и l.

При проверочном расчёте определяют ресурс, исходя из динамической грузоподъёмности ШВП. Из условия контактной выносливости имеем

,

где К_Т=1-1,2 - коэффициент точности передачи; а₁ -коэффициент, связанный с вероятностью безотказной работы; а₂₃=0,5-2 - коэффициент свойств материала и условий работы; С_a – динамическая грузоподъёмность – это такая нагрузка, при которой винт или гайка ШВП совершают 1 млн. оборотов до разрушения.

Ресурс ШВП в час. определяется по формуле

.

Проверяется также условие статической грузоподъёмности

F_amax<C_a0.

Под статической грузоподъёмностью C_a0 понимают статическую нагрузку, при которой возникает общая остаточная деформация шариков и канавок, равная 0,0001 диаметра шарика.

Условие самоторможения , где k_c=1,5-3 – коэффициент, величина которого зависит от нагрузки и твёрдости контактирующих тел.

Роликовинтовые передачи РВП аналогичны ШВП, где в качестве тел качения используются резьбовые ролики. Так как угол подъёма резьбы на роликах равен углу подъёма резьбы на гайке, то при планетарном движении они не выскакивают из гайки. Ролики разделяются сепаратором.

Лекция 12

РЫЧАЖНЫЕ ПЕРЕДАЧИ.

Они служат для передачи и преобразования усилий, перемещений и скоростей. Силовые механические проводки обеспечивают дистанционную передачу управляющих воздействий в виде перемещений и усилий и включают в себя такие конструктивные элементы как тяги, качалки, рычаги. Их основными преимуществами являются: простота конструкции, малогабаритность, универсальность, высокий КПД и надёжность. Принципиальный недостаток РП – это возможная потеря устойчивости контура управления. По этой причине в контур включается бустер, давление в цилиндре которого уравновешивает усилие от руля, т.е. на рычаг управления оно не передаётся. Для того, чтобы пилот не терял «чувство управления» рычаг управления соединяется с нагрузочным устройством.

На рис.13 показана конструкция дифференциальной качалки, предназначенной для того, чтобы усилие от АПУ передавалось бы только в сторону рулевых поверхностей через звенья механической проводки и не передавались бы в сторону штурвала. Она состоит из 2-х качалок -внешней 4 (U – образной формы) и внутренней (рычага 6). Верхний конец внешней качалки установлен на кронштейнах 7, а к нижнему - присоединена тяга 1, на которую через звенья механической проводки предаётся усилие от штурвала. Внутренняя качалка 6 установлена на оси 5 внутри большой качалки и к ней присоединены две тяги: к верхнему концу - тяга 3 от АПУ, а к нижнему – выходная тяга 2, передающая усилие на рулевую поверхность.

Когда не работает АПУ, верхний конец внутренней качалки перемещаться не может. При отклонении тягой 1 внешней качалки 4 внутренняя качалка отклоняется вместе с ней как единое целое и перемещает выходную тягу 2. При работе только АПУ перемещается тяга 3 в т.В^,, а тяга 1 неподвижна, при этом внутренняя качалка повернётся вокруг своей оси на угол, заданный АПУ в т.С^,. Таким образом, перемещение от АПУ в сторону штурвала (тяги 1) не передаётся. При одновременной работе АПУ (тяга 3) и штурвала (тяга 1 в т.А^,) внутренняя качалка отклоняется на суммарный угол. Усилия на тяге 2 также суммируются.

Тяги выполнены в виде трубчатых стержней. Для шарнирного соединения с качалкой тяги на концах имеют стандартные наконечники типа «уха» или «вилки», которые

привариваются к концу тяг, или ввинчиваются в них. Регулировка длины тяг облегчает сборку механизма.

Радиусы R₁-R₄ выбираются из конструктивных соображений. Расчёт на прочность деталей механизма осуществляется по наибольшим расчётным усилиям. Сечение трубы (dxδ) тяги подбирается, исходя из условия её устойчивости. Работоспособность тяги оценивается по запасам прочности по разрушающим напряжениям при работе на устойчивость и растяжение.

Внутренняя качалка рассчитывается на сложный изгиб в опасном сечении А-А учётом боковой нагрузки, которая составляет 3% от основной. Для внешней качалки расчёт проводят по сечению Г-Г на изгиб и кручение. Расчёт также состоит в определении запасов прочности по разрушающей нагрузке.

Для проушин качалок определяют запасы прочности на разрыв и смятие.

Лекция 13

КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ.

Валы и оси служат для поддержания вращающихся деталей (зубчатых колёс, муфт и т.п.) и передачи от них нагрузок через опоры на корпус. Валы могут быть только вращающимися. Они воспринимают изгибающие и крутящие моменты, а также осевую нагрузку. Оси могут быть и неподвижными.

Опорные участки валов называются цапфами. Концевую цапфу называют шипом, расположенную в средней части – шейкой, торцевую цапфу – пятой. Шипы и шейки обычно являются цилиндрическими, пяты – кольцевыми. Данные элементы выполняют с высокой точностью, т.к. отклонения их формы влияют на работу всего механизма.

Для снижения массы валы зачастую выполняют полыми.

Обычно валы и оси изготавливают ступенчатыми для более равномерного распределения напряжений по их длине, обеспечения прочности и жёсткости, а также радиальной и осевой фиксации деталей относительно вала при сборке.

Разные участки обрабатываются с требуемой точностью и чистотой.

Если диаметры вала и шестерни близки друг к другу, то изготавливают монолитную конструкцию, обладающую повышенной надёжностью. Однако, в этом случае отпадает возможность замены вала, или детали при ремонте.

Валы и оси могут быть выполнены с зубьями, со шпоночными пазами, с кольцевыми канавками под опорные кольца, с резьбовыми участками и пазами для стопорения резьбовых деталей. Они могут иметь осевые и радиальные отверстия, а также канавки для выхода шлифовального круга, участки выхода фрезы при нарезании зубьев и проточки для выхода инструмента при нарезании резьбы.

Осевая фиксация деталей на неподвижных осях осуществляется цилиндрическим или коническим штифтом, установочным винтом, или оседержателем с болтом.

Подвижные валы и оси фиксируются как в радиальном, так и в осевом направлении по посадке в подшипниках, которые устанавливаются в корпусе. Для осевой фиксации подшипников используют пружинные кольца (часто в сочетании с дистанционными прокладками) и торцевые шайбы, которые закрепляются винтом и фиксируются от проворачивания штифтом. Самая надёжная фиксация осуществляется с помощью гайки и стопорной шайбы с лапкой, которая отгибается в паз на валу.

Размеры участков валов зависят от размеров сопрягаемых деталей. Диаметры и длины участков под подшипники и уплотнения должны быть согласованы с их размерами и выбираться из стандартных рядов. Размеры участков под зубчатые колёса и полумуфты зависят от размеров соединяющих элементов (шпонок, штифтов, шлицов) с проверкой этих элементов на прочность при передаче ими вращающих моментов.

При проектировании следует стремиться к уменьшению общей длины вала. Рекомендуется избегать консольного расположения зубчатого колеса, что ухудшает компоновку из-за нагружения подшипника, ближайшего к консоли. Наибольшее выравнивание нагрузки достигается при среднем расположении зубчатого колеса между опорами.

Форма и размеры переходных участков (галтелей, фасок, буртиков, канавок и проточек) определяется технологическими требованиями и прочностью. Для снижения концентрации напряжений в месте изменения диаметров выполняется радиус или галтель. Для облегчения монтажа на ступенях валов делают фаски под углом 45^о. Радиус галтели вала r должен быть меньше радиуса скругления R или фаски насаживаемой детали с, иначе не будет обеспечено соприкосновение торцов детали и бурта. При шлифовании нескольких ступеней на валу с различными диаметрами для выхода круга рекомендуется применять канавки одного размера, хотя по сравнению с простой галтелью они повышают концентрацию напряжений.

При опоре детали на уступ или буртик происходит её осевая фиксация на валу. При передаче осевого усилия их высота подбирается из условия прочности на смятие. Обычно внутреннее кольцо подшипника устанавливается на валу с натягом. Поэтому высота бурта должна быть меньше толщины кольца подшипника на величину а, достаточную для размещения демонтажной втулки или лап съёмника.

При выполнении наружных шлицов желательно, чтобы диаметры вала с обоих сторон были бы меньше внутреннего диаметра шлицов для изготовления их протягиванием. В противном случае, при обработке долблением должна быть предусмотрена стандартная канавка для выхода долбяка. При фрезеровании для выхода инструмента изготавливают нерабочий участок шлицов.

В зависимости от величины внешней нагрузки валы и оси изготавливают из конструкционных (сталь 45) или легированных сталей. Валы и оси подвергаются закалке с высоким отпуском, а отдельные места – поверхностной закалке ТВЧ (40ХН) или цементации (12Х2Н4А). Отдельные высоконагруженные участки подвергаются ппд.

Лекция 14

РАСЧЁТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ.

Из расчёта передач известны вращающие моменты на зубчатых колёсах и их размеры. При проектировании приближённо находят диаметр вала в наиболее нагруженном сечении, т.к. размеры вала и изгибающие моменты заранее неизвестны

,

где Т - вращающий момент на валу; с=d₀/d – отношение диаметра отверстия к диаметру полого вала; σ_-1 – предел выносливости материала вала; k–коэффициент, учитывающий расположение зубчатых колёс относительно опор.