ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ПОДБОР И РАСЧЕТ УКАЗАНИЕ НА ЧЕРТЕЖАХ

ТЕХНИЧЕСКАЯ ИНФОРМАЦИЯ
«Регионального Центра Инновационных Технологий»

Допуски и посадки. Выбор и расчет, указание на чертежах

Допуски и посадки. Выбор и расчет, указание на чертежах

Звучит неправдоподобно, ведь в подшипниках есть трение (хоть и сведённое к минимуму), а где трение, там износ. Но! Всё дело в нагрузке.

В стиралках нагрузка на подшипники незначительная, хоть и мокрое бельё может ощутимо весить, рычаг (вылет барабана относительно подшипников) невелик, да и вес тоже. Есть формула расчета нагрузки подшипников (стандартные во всей технике), по ней очевидно, что в стиралке подшипники чувствуют себя как на курорте.

Для сравнения, в стиралках Electrolux примерно до 2010 г.вып. и Indesit примерно около 2000 г.вып. стоит идентичный (почти, отличается на сотые доли мм) по размерам подшипник, как в ВАЗ 2108 на заднем колесе, сравните вес машины и белья. Кстати, бак у таких Electrolux и Zanussi сделан из углепластика, материала, из которого делают кузова спортивных автомобилей.

Не стоит кстати думать, что баки других марок менее надёжны, прочность углепластика оказалась излишней, простого полипропилена более чем предостаточно.

Российская CAE-система автоматизированного расчета и проектирования механического оборудования и конструкций в области машиностроения, разработанная с учетом последних достижений в вычислительной математике, области численных методов и программирования, а также теоретических и экспериментальных инженерных решений.

Комплектация APM WinMachine Engineering построен по модульной схеме, что обеспечивает удобство его использования под узконаправленные отраслевые задачи машиностроения.

Все модули разделены на четыре тематические группы:

Кроме того, помимо базовых возможностей для продукта доступны дополнительные функциональные возможности (опции):

Окружная
сила на барабане:

Рис.
30 Расчетная схема приводного вала

Радиальные
реакции (без учета консольной силы)

Максимальная
реакция в первой опоре с учетом консольной
силы

Максимальная
реакция во второй опоре с учетом
консольной силы

При
установке вала на двух радиальных
шариковых подшипников нерегулируемых
типов осевая сила

,
нагружающая подшипник, равна внешней
осевой силе

,
действующей на вал. Силу

воспринимает тот подшипник, который
ограничивает осевое перемещение вала
под действием этой силы.

Частота
вращения вала больше 10 мин-1,
поэтому подшипники рассчитывают на
динамическую грузоподъемность. Подбор
выполняют по наиболее нагруженной
опоре.

1-й
подшипник 1212 ГОСТ 28428-90 наиболее нагружен

– базовая
динамическая грузоподъемность

– внутренний
диаметр подшипника

– наружный
диаметр подшипника

– параметр
осевого нагружения

– коэффициент
радиальной нагрузки

– коэффициент
осевой нагрузки

Для
подшипников, работающих при типовых
режимах нагружения, расчет удобно вести
с помощью коэффициента эквивалентности

.

V
– коэффициент вращения кольца. V
= 1 при вращении внутреннего кольца
подшипника относительно направления
радиальной нагрузки.

Вычисляют
эквивалентную динамическую нагрузку:

Определяют
скорректированный по уровню надежности
и условиям применения расчетный ресурс
(долговечность) подшипника, ч:

– частота
вращения кольца (приводного вала
редуктора)

Оценивают
пригодность намеченного типоразмера
подшипника. Подшипник пригоден, если
расчетный ресурс больше или равен
требуемому:

Основными нагрузками
на валы являются силы от передач. Силы
на валы передают через насаженные на
них детали: зубчатые или червячные
колеса, шкивы, полумуфты. При расчетах
принимают, что насаженные на вал детали
передают силы и моменты валу на середине
своей ширины. Под действием постоянных
по значению и направлению сил во
вращающихся валах возникают напряжения,
изменяющиеся по симметричному циклу.

Выполняют расчеты
валов на статическую прочность и
сопротивление усталости. Расчет проводят
в такой последовательности: по чертежу
сборочной единицы вала составляют
расчетную схему, на которую наносят все
внешние силы, нагружающие вал, приводя
плоскости их действия к двум
взаимноперпендикулярным плоскостям
(горизонтальной Х и вертикальной Y).
Затем определяют реакции опор в
горизонтальной и вертикальной плоскостях.
В этих же плоскостях строят эпюры
изгибающих моментов Mx
и My,
отдельно эпюру крутящего момента Mк.
Предположительно устанавливают опасные
сечения исходя из эпюр моментов, размеров
сечений вала и концентраторов напряжений
(обычно сечения, в которых приложены
внешние силы, моменты, реакции опор или
места изменений сечения вала, нагруженные
моментами. Проверяют прочность вала в
опасных сечениях.

Соседние файлы в папке 0815

6.1 Определение
сил реакций в опорах валов

6.1.1 Тихоходный вал редуктора (см.
рис. 1 приложение 1)

а) Консольную силу,
действующую на выходной конец вала от
упруго-компенсирующей муфты , определяем
в зависимости от радиальной жесткости
муфты и радиального смещения валов

Силы реакций в опорах вала :

б) Силы реакций в
опорах вала от радиальной и осевой
нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости
XZ
:

в) Силы реакций в
опорах вала от окружной нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости
YZ
:

г) Суммарные силы
реакций в опорах тихоходного вала :

Учитывая коэффициент режима работы :

6.1.2 Быстроходный
вал редуктора (см.
рис. 1 приложение 1)

а) Силы реакций в
опорах вала от радиальной и осевой
нагрузки :

Вариант2
– осевая сила действует в сторону опоры
А (сдвоенной)

б) Силы реакций в
опорах вала от окружной нагрузки :

в) Суммарные силы
реакций в опорах быстроходного вала :

Учитывая коэффициент режима работы :

,
получаем :

6.2 Построение эпюр изгибающих и
вращающих моментов

(см. рис 2 Приложение 1)

6.3 Расчет
валов на прочность по эквивалентным
напряжениям и

Из построенных эпюр изгибающих моментов
следует, что наиболее
нагруженным является тихоходный вал
редуктора, таким
образом проведем для него следующие
расчеты :

— расчет по
эквивалентным напряжениям и на статическую
прочность;

— расчет по напряжениям усталости;

Исходные данные для расчета :

Предположительно,
наиболее опасным сечением относительно
совместного изгиба и кручения является
сечение 1 d=80мм (под червячным
колесом):

Осевой момент сопротивления сечения :

Момент сопротивления сечения при
кручении :

Эквивалентное напряжение :

Запас по статической прочности
(коэффициент запаса)
:

Расчет сечения 1 на сопротивление
усталости :

Амплитуда напряжений цикла в опасном
сечении :

Эффективные коэффициенты концентрации
напряжений

Коэффициенты концентрации напряжений
в рассматриваемом сечении :

Пределы выносливости вала :

Коэффициенты запаса по нормальным и
касательным напряжениям :

Расчетный коэффициент запаса прочности
:

Таким образом, условие сопротивления
усталости для сечения 1 выполнено.

а) Подбор подшипников качения для опор
тихоходного вала

Предварительно принимаем подшипники
шариковые радиальные легкой серии №211
:

Наиболее нагруженной является опора
A,
следовательно, расчет будем проводить
для нее. Таким
образом, получаем
:

что меньше е=0.41, следовательно, X=1,
Y=0.

Эквивалентная динамическая радиальная
нагрузка при

Ресурс подшипника :

Таким образом,
подшипники подходят.

б) Подбор подшипников качения для опор
быстроходного вала

Подшипниковый узел фиксирующей опоры
образуют два одинаковых роликовых
конических однорядных подшипника,
которые рассматривают как один двухрядный
подшипник, нагруженный
силами

Предварительно принимаем подшипники
роликовые конические однорядные легкой
серии 7209А :

Суммарная грузоподъемность узла :

Осевая сила :

Таким образом,
подшипники проходят.

В качестве «плавающей»
опоры применим шарикоподшипник радиальный
однорядный.

Предварительно принимаем подшипники
роликовые конические однорядные легкой
серии 208 :

Подшипник воспринимает только радиальную
нагрузку :

Таким образом,
подшипник подходит.

6.5
Выбор посадок колец подшипников

6.5.1 Быстроходный вал (червяк)

Червяк устанавливается с одной фиксирующей
(шарикоподшипник радиальный однорядный)
и одной «плавающей»
опорой (узел из двух одинаковых роликовых
конических однорядных подшипников).
Внутренне кольцо подшипника вращается
вместе с валом относительно радиальной
нагрузки и имеет,
следовательно,
циркуляционное нагружение.

а) Для фиксирующей
опоры :

Отношение эквивалентной динамической
нагрузки к динамической грузоподъемности
:

,
следовательно, принимаем поле
допуска вала k6;

б) Для «плавающей»
опоры :

6.5.2 Тихоходный вал

Тихоходный вал редуктора устанавливается
на подшипниках роликовых конических
однорядных. Внутреннее кольцо подшипника
вращается вместе с валом
и, следовательно,
имеет циркуляционное нагружение.

,
следовательно, принимаем поле
допуска вала k6;

Поле допуска отверстий :
H7.

Соседние файлы в папке 2

Слайд 2
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ 2Достоинства

В широком диапазоне нагрузок и скоростей. Малые габариты.

3. Большая долговечность.4. Высокий к.п.д. 5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники. 6. Постоянство передаточного числа. 7. Простота обслуживания. Недостатки:1. Высокие требования к точности изготовления и монтажа. 2. Шум при больших скоростях.

Параметрам ШЕСТЕРНИ приписывают индекс 1, ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА — 2.

В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес Зубчатые передачи — самый распространенный вид механических передач, так как могут надежно передавать мощности от долей до десятков тысяч киловатт, при окружных скоростях до 150 м/сек. Зубчатые передачи широко применяются во всех отраслях машиностроения и приборостроения.

Слайд 3
КЛАССИФИКАЦИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 3В зависимости от взаимного

Цилиндрические — при параллельных

осях (рис. 1); конические — при пересекающихся осях (рис. 2); винтовые — при скрещивающихся осях (рис. 3). Винтовые зубчатые передачи характеризуются повышенным скольжением в зацеплении и низкой нагрузочной способностью, поэтому имеют ограниченное применение. Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяется реечная передача (рис. 4), которая является частным случаем цилиндрической зубчатой передачи. В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают (см. рис. 1) передачи: прямозубые (в), косозубые (б), шевронные (а) и с круговым зубом (рис. 2, в). В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: 1. Эвольвентные ШИРОКО ПРИМЕНЯЕМЫЕ В МАШИНО-СТРОЕНИИ (предложено Л. Эйлером в 1760г.).2. С зацеплением Новикова (1954 г.- профиль зуба очерчен дугами окружностей и только для косых зубьев), циклоидальные. Благодаря высокой несущей способности зацепление М. Л. Новикова весьма перспективно.3. Циклоидальное зацепление в настоящее время сохранило свое применение в приборах и часах. В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают внешнего (см. рис. 6.1) и внутреннего (рис. 6.5) зацепления. В зависимости, от конструктивного исполнения открытые и закрытые зубчатые передачи.

Слайд 4
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ 4При работе зубчатых

Колес зубья одного колеса входят во впадины другого, при

этом боковая поверхность зуба ведущего колеса давит на боковую поверхность зуба ведомого колеса. Профили зубьев пары колес должны быть сопряженными, т. е. заданному профилю зуба одного колеса должен соответствовать вполне определенный профиль зуба другого колеса. Чтобы обеспечить постоянство передаточного числа, профили зубьев нужно очертить такими кривыми, которые удовлетворяли бы требованиям основной теоремы зацепления. Основная теорема зацепления формулируется следующим образом: для обеспечения постоянного передаточного числа зубчатых колес профили их зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых общая нормаль, проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами зубчатых колес, на части, обратно пропорциональные угловым скоростям.

Слайд 5
Основная теорема зацепления. 5 Профили зубьев шестерни и

Колеса касаются в точке S, называемой точкой зацепления. Центры

Опустим перпендикуляры О1В и О2С на нормаль NN. Из подобия треугольников aeS и BSO1 v1΄/ v1= О1В/O1S , откуда v1΄ =v1· О1В/O1S =ω1·О1В. Из подобия треугольников afS и CSO2 v2΄/ v2= О2C/O2S, откуда v2΄ =v2· О2C/O2S =ω2·О2C. Но v1΄ = v2΄, следовательно, ω1·О1В = ω2·О2C. Отсюда передаточное число i= ω1/ ω2= О2C / О1В. Нормаль NN пересекает линию центров О1О2 в точке р, называемой полюсом зацепления. Из. подобия треугольников О2рС и О1pВ О2C / О1В= О2p / О1p= r2/r1. Сравнивая отношения, получаем: i= ω1/ ω2=r2/r1=const

Слайд 6
Эвольвентное зацепление 6Эвольвентой окружности называют кривую, которую

Описывает точка S прямой NN, перекатываемой без скольжения по

Из множества кривых, удовлетворяющих требованиям основной теоремы зацепления, практическое применение в современном машиностроении получила эвольвента окружности, которая: а) позволяет сравнительно просто и точно получить профиль зуба в процессе нарезания; б) без нарушения правильности зацепления допускает некоторое изменение межосевого расстояния А (неточно изготовлено и собрано).

Слайд 7
Образование эвольвентного зацепления 7

Пусть заданы А и

Передаточное число i ЗП (Рис. 1)A=r1+r2

и i= r2/ r1 г1=А/(1+i) и r2= ir1 радиусы начальных окружностей Отметим на линии центров О1О2 полюс зацепления р. Из центра О1 опишем некоторым радиусом r01 основную окружность и произведем ее развертку. Получим эвольвентный профиль П1 зуба шестерни. На основании основной теоремы зацепления и первого свойства эвольвенты проведем через р нормаль NN, которая определит точку зацепления S сопряженных профилей. Опустим из центра О2 перпендикуляр О2С на нормаль NN и радиусом r02 = О2С опишем основную окружность, развертка которой даст эвольвентный профиль П2 зуба колеса. Построенные профили являются сопряженными, так как, в точке S, они имеют общую нормаль NN, которая касаясь окружностей является производящей прямой эвольвент обоих профилей. При вращении колес точка зацепления S эвольвентных профилей перемещается по общей нормали NN (рис. 2), которая является геометрическим местом точек зацепления сопряженных профилей и называется линией зацепления. Линия зацепления NN является одновременно линией давления, так как сила давления профиля зуба шестерни на профиль зуба колеса будет действовать по общей нормали NN к обоим профилям. Угол α, образованный линией зацепления NN и общей касательной ТТ к начальным окружностям, называется углом зацепления

Слайд 8
Важное свойство эвольвентного зацепления 8

Из подобия треугольников О2Ср

И О1Вр (см. рис. 1) О2р/ О1р= О2С/О1В или

г2/r1 = г02/r01. Из формулы основной теоремы зацепления следует i= ω1/ ω2= г2/r1 = г02/r01=constт. е. отношение угловых скоростей двух сопряженных звольвентных профилей обратно пропорционально радиусам их основных окружностей и не зависит от расстояния А между центрами этих окружностей. Независимость передаточного числа i от изменения межосевого расстояния А можно проследить на следующем примере. На рис. 2, а изображено зацепление при заданном расстоянии А и передаточном числе i. Изменим межосевое расстояние этого зацепления до А+ΔА (рис. 2, б). Сопоставляя рисунки, видим, что в зацеплении с расстоянием А+ΔА возникли новые начальные окружности с радиусами r1′ и r2′. Радиусы основных окружностей не изменились, так как не изменились профили зубьев, они остались очерченными теми же эвольвентами. Из подобия треугольников О2Ср и О1Вр (см. рис. 6.11, б) г׳2/r׳1 = г02/r01=constТаким образом, правильность эвольвентного зацепления не нарушится при изменении величины межосевого расстояния А; такое нарушение может возникнуть в результате износа или неточностей изготовления и сборки. Этo важное преимущество эвольвентного зацепления перед циклоидальным, весьма чувствительным к изменению расстояния А.

Слайд 9
ОБРАЗОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА 9

Реальные зубчатые колеса

Характеризуются шириной зубчатого обода. В зацеплении участвуют не профили,

Представляет частный случай зубчатого колеса, у которого число зубьев

Слайд 11
ИСХОДНЫЙ КОНТУР ЗУБЧАТОЙ РЕЙКИ 11

Исходный контур характеризуется

Углом профиля αд = 20о, глубиной захода hЗ, радиальным

зазором С, радиусом закругления r у корня зуба. Для цилиндрических колес hЗ =2m; С =0,25m; г = 0,40m. Для конических колес hЗ=2m; С=0,20m; r=0,20m, где m — модуль зацепления (см. далее). Основная рейка полностью определяет профили зубьев всех колес нормального зацепления и обеспечивает возможность их любого сочетания при одинаковом модуле. Исходный контур инструментальной рейки (рис. б) отличается от контура основной рейки увеличенной на С высотой головки зуба, необходимой для образования большей глубины впадины, обеспечивающей радиальный зазор С в зацеплении сопряженных колес. Избыточная высота зуба инструментальной рейки не участвует в формировании эвольвентной части профиля зуба нарезаемого колеса.

При увеличении до бесконечности числа зубьев нормального (некорригированного — неизмененной формы. зуба) колеса получается основная рейка, профиль которой соответствует исходному контуру, регламентированному ГОСТ 13755 — 68 для цилиндрических и ГОСТ 13754 — 68 для прямозубых конических колес (рис. а)

Слайд 12
ИЗГОТОВЛЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС 12

Заготовки ЗК получают литьем,

Штамповкой или ковкой. Зубья колес изготовляют накатыванием, нарезанием, реже

литьем. Накатывание зубьев. Предварительное формообразование зубьев колес производится горячим накатыванием. Венец стальной заготовки нагревают ТВЧ температуры 1200оС, а затем обкатывают между колесами-накатниками. При этом на венце выдавливаются зубья. Для получения колес более высокой точности производится последующая мехобработка зубьев или холодное обкатывание — калибровка. Зубонакатывание — высокопроизводительный метод изготовления колес, резко сокра-щающий отходы металла. Применяется в массовом производстве. Нарезание зубьев. Существуют два метода нарезания зубьев: копирование и обкатка. Метод копирования заключается в прорезании впадин между зубьями модульными фрезами: дисковыми (рис. 1,а) или пальцевыми (рис. 1 б). Это малопроизводительный и неточный метод, применяется преимущественно в ремонтном деле. Нарезание зубьев методом обкатки основано на воспроизведении зацепления зубчатой пары, одним из элементов которой является режущий инструмент — червячная фреза (рис. 2, а), дисковый долбяк (рис. 2, б) или реечный долбяк — гребенка Для нарезания колес с внутренним расположением зубьев применяют дисковые долбяки. Нарезание зубьев конических колес методом обкатки производится строганием (рис. 6.19,а) или фрезерованием (рис, 6,19, б) инструментом с прямобочным профилем. Нарезание зубьев конических колес методом обкатки производится строганием (рис. 6.19,а) или фрезерованием (рис, 6,19, б) инструментом с прямобочным профилем. Отделка зубьев. Зубья точных зубчатых колес после нарезания подвергают отделке шевингованием, шлифованием, притиркой или обкаткой.

Слайд 13
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ 13

Начальные окружности. Проведем

Из центров О1 и О2 через полюс р две

окружности, которые в процессе зацепления перекатываются одна по другой без скольжения. Эти окружности называют начальными. При изменении межосевого расстояния А меняются и диаметры начальных окружностей шестерни и колеса. Следовательно, у пары зубчатых колес может быть множество начальных окружностей. У отдельно взятого колеса начальной окружности не существует.

Межосевое расстояние А = d1/2 + d2/2= d1(1+i)/2. Делительная окружность (см. рис. 6.20). Окружность, на которой шаг t и угол зацепления α соответственно равны шагу tд и углу профиля αд инструментальной рейки, называется делительной. Эта окружность принадлежит отдельно взятому колесу. При изменении межосевого расстояния диаметр делительной окружности dд остается неизменным. Делительные окружности совпадают с начальными, если межосевое расстояние А пары зубчатых колес равно сумме радиусов делительных окружностей, т. е. А= dд1/2+ dд2/2 = dд1(1+i)/2 У подавляющего большинства зубчатых передач диаметры делительных и начальных окружностей совпадают, т. е. dд1= d1 и dд2= d2. Исключение составляют передачи с угловой коррекцией.

Слайд 14
ШАГ И ТОЛЩИНА ЗУБА ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ 14

Зацепления t (см. рис. Расстояние между одноименными сторонами двух

соседних зубьев, взятое по дуге делительной окружности, называется шагом зацепления. Шаг равен сумме толщины зуба и ширины впадины: t =S+SВ. Для пары сцепляющихся колес шаг должен быть одинаковым. Основной шаг t0 измеряется по основной окружности. На основании второго и четвертого свойств эвольвенты расстояние по нормали между одноименными сторонами двух соседних зубьев равно основному шагу t0.

Из треугольника О2Вр (см. рис.) диаметр основной окружности d02=2г02=dд2 соs α, откуда t0=t cos α . Толщина зуба S и ширина впадины SВ по дуге делительной окружности нормального колеса теоретически равны. Однако при изготовлении колес на теоретический размер S назначают такое расположение поля допуска, при котором зуб получается тоньше, вследствие чего гарантируется боковой зазор Ср, необходимый для нормального зацепления. По делительной окружности всегда S+SВ=t.

Слайд 15
ПОНЯТИЕ МОДУЛЯ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ 15

Модуль зацепления. Из

Определения шага следует, что длина делительной окружности зубчатого колеса

πdд =tz, где z — число зубьев. Следовательно, dд =tz/π или t= πdд/z. Шаг зацепления t так же, как и длина окружности, включает в себя трансцендентное число π, а потому шаг — также число трансцендентное. Для удобства расчетов и измерения зубчатых колес в качестве основного расчетного параметра принято рациональное число t/π, которое называют модулем зацепления m и измеряют в мм: .

m = t/π тогда dд =mz или m = dд/zМодулем зацепления m называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб. Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым. Унификации зуборезного инструмента значения m регламентированы ГОСТ 9563 — 60. В странах с дюймовой системой мер вместо модуля применяется питч — р. Питчем называется число зубьев, приходящееся на один дюйм делительной окружности: p=z/dд (в дюймах). Модуль и питч связаны зависимостью mp=25,4 мм. Принят следующий ряд значений питча: 1; 5/4; 6/4; 7/4; 2; 9/4; 10/4; 11/4; 3 и т.д.

Слайд 16
ВЫСОТА ЗУБА И КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Высота головки и ножки зуба. Начальная окружность рассекает зуб

Слайд 17
СКОЛЬЖЕНИЕ ПРИ ВЗАИМОДЕЙСТВИИ ЗУБЬЕВ 17

При доказательстве основной

Теоремы зацепления не рассматривались касательные составляющие v1″ и v2″

окружных скоростей профилей зубьев в точке зацепления S. Неравенство v1″ и v2″ не нарушает правильности зацепления, но создает относительное скольжение профилей. Скорость скольжения зуба шестерни по зубу колеса vСК= v1″-v2″.

Согласно рис.2 в крайних точках зацепления vСК имеет максимальные значения. В полюсе зацепления vСК=0. При переходе через полюс vСК меняет знак. Точки профилей головок имеют большие касательные скорости, чем точки ножек, следовательно, поверхности головок являются опережающими. Большему износу подвержена ножка, меньшему — головка, что приводит к искажению профиля зуба, особенно в открытых передачах. Неравномерное скольжение зубьев является крупным недостатком эвольвентного зацепления.

При работе колес зацепление двух зубьев происходит по рабочим участкам профилей ВрС (рис.1), которые определяют графически путем переноса конечных точек S’ и S» линии зацепления на профили зубьев. Нерабочая часть ножки СН называется корнем зуба. В процессе зацепления рабочие участки профилей зубьев одновременно катятся и скользят друг по другу вследствие разности участков головок Вр и соответствующих участков ножек рС.

Слайд 18
ВЛИЯНИЕ ЧИСЛА ЗУБЬЕВ НА ФОРМУ И ПРОЧНОСТЬ ЗУБА

При дальнейшем уменьшении z ниже предельного появляется подрез

ножки зуба режущей кромкой инструмента, в результате чего прочность зуба резко снижается (рис.1в). Из-за среза части эвольвенты у ножки зуба (рис.2) уменьшается длина рабочего участка профиля, в результате чего понижается коэффициент перекрытия ε и возрастает износ. Чтобы исключить явление подрезания при малом z, необходимо инструментальной рейке сообщить смещение х (часть зуба инструмент. рейки высотой С не участвует в нарезании зуба рис.3а)

При этом смещении х вершина ее зуба выйдет из зацепления с зубом колеса в точке S и эвольвента профиля получится полной, не подрезанной (рис.3б). Величина х называется абсолютным смещением рейки, величина x/m=ξ — относительным смещением рейки, или коэффициентом смещения. Согласно рис. 3а х=m — рН. Из треугольников SpH и OpS рН = pS sin α = Ор sin2α = 0,5dд sin2α = 0,5mz sin2α. Следовательно, х=m(1 — 0,5z sin2α). откуда ξ= 1 — 0,5z sin2 α. Когда ξ= 0 zmin = 2/Sin 2α При α=20o zmin=17. Явление подреза зубьев возникает только при z

Для уменьшения шума число зубьев шестерни z1 назначают тем больше, чем выше окружная скорость. Для редукторов принимают z1 =20 — 30. С увеличением z1 возрастает коэффициент перекрытия ε, повышается плавность передачи.

Слайд 19
ПОНЯТИЕ О КОРРИГИРОВАНИИ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ 19

Устранения подрезания зубьев шестерни при z

прочности зубьев, что достигается увеличением их толщины; в) для повышения контактной прочности, что достигается увеличением радиуса кривизны в полюсе зацепления;r) для получения заданного межосевого расстояния передачи Корригирование осуществляется смещением инструментальной рейки на величину х при нарезании зубьев. Положительным называется смещение рейки от центра зубчатого колеса, отрицательным — к центру. При положительном смещении увеличивается толщина зуба у основания (см. рис. 6.26), что повышает его прочность на изгиб. Диаметр выступов Dе возрастает. Профиль зуба переходит на участок эвольвенты, более удаленной от основной окружности r0 что приводит к увеличению радиусов кривизны и, следовательно, к повышению контактной прочности. При отрицательном смещении рейки происходит обратное явление. У корригированных колес по делительной окружности толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но в сумме остаются равными шагу t. В зависимости от сочетания смещений при нарезании зубьев парных зубчатых колес коррекция может быть высотной или угловой.

Корригированием называется улучшение профиля зуба путем его очерчивания другим участком той же эвольвенты по сравнению с нормальным зацеплением (см рис. 1-зуб некорригнрованного колеса; 2-зуб корригированного колеса). Корригирование применяется:

Слайд 20
ТОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 20

При изготовлении зубчатых передач

Неизбежны погрешности, которые выражаются в отклонениях шага, биении колес,

в отклонениях от теоретического профиля зубьев, не параллельности зубьев, в отклонениях межосевого расстояния и др. Все эти погрешности приводят к повышенному шуму во время работы и к преждевременному разрушению передачи. Точность зубчатых передач регламентируется стандартами (ГОСТ 1643 — 56 для цилиндрических и ГОСТ 1758 — 56 — для конических передач), в которых предусмотрено 12 степеней точности с обозначением степеней в порядке убывания точности. Наибольшее распространение имеют 6, 7, 8 и 9-я степени точности (табл. 6.2). 6-я степень точности соответствует высокоточным скоростным передачам, 7-я — точным передачам, 8-я — передачам средней точности, 9-я — тихоходным передачам пониженной точности.

Слайд 21
К. П. Д. З УБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 21

Потери мощности в зубчатых

Передачах складываются из потерь на трение в зацеплении, на

трение в подшипниках и гидравлических потерь на размешивание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи, они зависят от точности изготовления, способа смазки и числа зубьев колес. С увеличением числа зубьев к.п.д. передачи возрастает. При передаче неполной мощности к.п.д. передачи снижается. Для выполнения расчетов можно использовать табл. 6.3. Потерянная мощность в передаче переходит в тепло, которое при недостаточном охлаждении может вызвать перегрев передачи. Тепловой расчет зубчатых передач ведется аналогично расчету червячных передач.

Слайд 22
ВИДЫ РАЗРУШЕНИЯ ЗУБЬЕВ И КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

В процессе зацепления на зуб действует нагрузка, передаваемая

Слайд 23
ВИДЫ РАЗРУШЕНИЯ ЗУБЬЕВ И КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают расчетом на прочность по

контактным напряжениям σк, повышением твердости поверхности зубьев, применением коррекции, повышением степени точности, правильным выбором сорта масла. В открытых передачах выкрашивание не наблюдается, так как процесс износа поверхности зубьев опережает процесс развития усталостных трещин. Износ зубьев. Является основным видом разрушения зубьев открытых передач. По мере износа зуб утоняется (см. рис. в), ослабляется его ножка, увеличиваются зазоры в зацеплении, что в конечном итоге приводит к поломке зубьев. Разрушению зубьев предшествует возникновение повышенного шума при работе передачи. Износ можно уменьшить защитой от попадания абразивных частиц, повышением твердости и класса чистоты рабочих поверхностей зубьев, уменьшением скольжения зубьев путем коррекции. Заедаиие зубьев. ( См. « Задир поверхностей фрикционных передач») Заключается в приваривании частиц одного зуба к другому вследствие местного повышения температур в зоне зацепления. Образовавшиеся наросты на зубьях задирают рабочие поверхности других зубьев, бороздя их в направлении скольжения. (см. рис. г). Заедание зубьев предупреждают повышением твердости и класса чистоты рабочих поверхностей зубьев, применением коррекции, правильным подбором противозадирных масел.

Слайд 24
МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС 24

В качестве материалов зубчатых

Стали, чугуны и пластмассы. Стали. Основными материалами

Изготовлении крупных зубчатых колес (De>=500 мм), работающих в паре

с кованой шестерней. Употребляются стали от 35Л до 55Л. Литые колеса подвергаются нормализации. Чугуны. Применяются при изготовлении крупных зубчатых колес тихоходных открытых передач. Рекомендуются чугуны от СЧ 18-36 до СЧ 35-56. Зубья чугунных колес хорошо прирабатываются, но имеют пониженную прочность на изгиб. Пластмассы. Применяются в быстроходных малонагруженных передачах для шестерен, работающих в паре с металлическими колесами. Зубчатые колеса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавностью хода. Наибольшее распространение имеют текстолит, лигнофоль, капрон и др.

Слайд 26
ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 26Для закрытых зубчатых передач основным,

Выполняемым в качестве проектного расчета, является расчет на контактную

Пред. Для стали

При работе зубьев обеими сторонами (симметричный цикл напряжений)

Слайд 28
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПРЯМОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА 28В прямозубой передаче (см.

Рис. в) зубья входят в зацепление сразу по всей

длине. Из-за неточности изготовления передачи и ее износа процесс выхода одной пары зубьев из зацепления и начало зацепления другой пары сопровождается ударами и шумом, сила которых возрастает с увеличением окружной скорости v колес. Прямозубые передачи применяют при невысоких и средних окружных скоростях, в частности, открытые передачи, как правило, делают прямозубыми. О СНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИРазмеры зубчатого колеса выражают через модуль зацепления m и число зубьев z . Диаметры делительной и начальной окружностей dд=d=mz. Диаметр окружности выступов De= dд+2h׳= dд+2m. Диаметр окружности впадин. Di= dд-2h׳׳= dд-2,5m. Межосевое (межцентровое) расстояние передачи A=(dд1 + dд2)/2= dд1·(1+i)/2=m z1(1+i)/2=m·zc/2, где zc = z1 + z2 — суммарное число зубьев. Зная zc определяют число зубьев шестерни z1 = zc/(1+i). и колеса z2= zc- z1.

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИСогласно основной теореме зацепления для понижающих передач

Слайд 29
СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ 29Распределенную по

Контактным линиям нагрузку в зацеплении заменяют равнодействующей Рn, которая

направлена по линии давления (зацепления) NN. Силами трения в зацеплении пренебрегают, так как они малы. Для расчета зубьев, валов и опор усилие Рn раскладывают на составляющие: окружное усилие Р = Рn·cos α = 2·М1/ dд1 = М1·(1+ i)/A радиальное усилие T=P·tg αгде М1 — вращающий момент на шестерне. На ведомом колесе направление усилия Р совпадает с направлением вращения, на ведущем и противоположно ему.

Силы взаимодействия между зубьями принято определять в полюсе зацепления р (см. рис.).

Слайд 30
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ

Основным критерием работоспособности открытых передач является прочность зубьев на

изгиб. При выводе расчетной формулы принимают следующие допущения: 1. Вся нагрузка Рn зацепления передается одной парой зубьев (см. рис. ). 2. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой Рn, приложенной к зубу в его вершине. Эта сила, действующая под углом и к оси зуба, вызывает в его сечениях напряжения изгиба и сжатия. Силу Рn переносят по линии зацепления до оси зуба и полученную точку 0 принимают за вершину параболы, которая определяет контур балки равного сопротивления изгибу. Точки F и Н касания ветвей параболы и профиля зуба определяют положение опасного сечения зуба на изгиб. 3. Сила трения в зацеплении и сжимающей действие силы Рn мало влияют на величину напряжения и поэтому не учитываются. При этих допущениях напряжение изгиба в опасном сечении корня зуба FH (см. рис.)

где W = bS2/6 — осевой момент сопротивления опасного сечения корня зуба. Плечо изгиба l и ширину зуба в опасном сечении S выражают через модуль зацепления: l = μm; S=νm,где μ и ν — коэффициенты, учитывающие форму зуба.

Слайд 31
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ

где — коэффициент формы зуба.

Заменив Р= 2М1/dд1= 2М1/mz1, получим

Учитывая динамическое действие нагрузки и неравномерное распределение ее по длине зуба поправочным коэффициентом K, а износ зуба — поправочным коэффициентом γ, получим формулу для проверочного расчета открытых прямозубых передач:

где b=b2 — ширина обода колеса. Выразив значение b2 через m, т. е. b2 = ψm·m, получим формулу для проектного расчета открытых прямозубых передач:

где М1— вращающий момент на шестерне; К — коэффициент нагрузки (см. ниже); γ — коэффициент износа. В зависимости от допустимого износа зуба 10—30% соответственно принимают γ = 1,25 — 2; ψm=b2/m — коэффициент ширины обода колеса по отношению к модулю.

Слайд 32
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ

Коэффициент нагрузки К. При работе зубчатых передач вследствие возможных

неточностей изготовления и сборки в зацеплении возникают дополнительные динамические нагрузки. Кроме того, деформация валов, корпусов и самих зубчатых колес приводят к неравномерному распределению нагрузки по длине зуба, вызывая ее концентрацию. Влияние указанных явлений при расчете передач на прочность учитывается коэффициентом нагрузки К. Вводя этот коэффициент, повышают расчетную нагрузку передачи, что приводит к увеличению ее размеров. При проектном расчете зубчатых передач коэффициентом К предварительно задаются: К = 1,3 — при симметричном расположении колес относительно подшипников; К= 1,4 — 1,6 — при несимметричном или консольном расположении колес. При проверочном расчете зубчатых передач коэффициент нагрузки уточняют: K׳=Kдин·Kкц где Кдин — динамический коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (табл.). Ккц — коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зуба, вследствие деформации зубчатых колес, валов и подшипников, а также погрешностей при изготовлении и сборке передачи (табл.). Для колес с твердостью зубьев

Kкц=(K׳кц+1)/2 где K׳кц — подставляют из табл. Для тех же колес при нагрузке близкой к постояннойKкц=1.

Слайд 33
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗАКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ

Основным критерием работоспособности закрытых передач является контактная прочность поверхностного

слоя зубьев. По этой причине основные размеры передачи определяют из расчета по контактным напряжениям, затем зубья проверяют на изгиб. При выводе расчетной формулы на контактную прочность рассматривают соприкосновение зубьев в полюсе, где происходит однопарное зацепление; при этом контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров (см. рис.). Расчет ведут по колесу, материал которого менее прочен. Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления определяют по формуле Герца:

где q нормальная на грузка на единицу длины контактной линии зуба; для прямозубых колее длина контактных линий равна ширине обода колеса b2:

К — коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий и дополнительные динамические нагрузки вследствие погрешностей изготовления и деформации деталей передачи;

Епр=2Е1E2/(Е1+E2) — приведенный модуль упругости материалов ш. и колеса,ρпр=2ρ1ρ2/(ρ1+ρ2) — приведенный радиус кривизны, ρ1 и ρ2 — радиусы кривизны зубьев шестерни и колеса в полюсе зацепления (см. рис. 6.31). Из треугольника ВрО1 ρ1 = (d1 sin α)/2=(A sin α)/(1+i). Из треугольника DрО2 ρ2 = (d2 sin α)/2=(A·i·sin α)/(1+i). Тогда ρпр =(A·i·sin α)/(1+i)2. Подставив значения q и ρпр в формулу Герца, получим

Слайд 34
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗАКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ

34Приняв шестерню и колесо стальными с Епр=2,1·105 н/мм2 и

α=20o, получим формулу проверочного расчета закрытых цилиндрических прямозубых стальных передач:

Выразив b2 через А, т. е. b2=ψАА, получим формулу проектного расчета закрытых цилиндрических прямозубых стальных передач:

где σк пик — расчетное контактное напряжение при перегрузках от М1 пик, действующего на шестерню в период пуска, торможения, буксования и т. д.; σк — расчетное контактное напряжение.

Слайд 35
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА ЗАКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ 35Исходные

Мощность на валу шестерни N1. Угловые

Многолетний опыт многих мастеров говорит, что изношенный подшипник — это ржавый подшипник. То есть, сначала в него попадает вода, потом происходит всё остальное. Теоретически изношенный подшипник может разбить сальник и пустить воду, но мы много раз видели неизношенные подшипники и уже текущий сальник, и ни разу не видели шумящий подшипник и целый сальник (есть исключения, но со своими причинами).

Сальник (манжета) — резиновый, и по идее при трении о железку должен стираться, но с ним применяется (будем надеяться) специальная смазка, которая не растворяется мыльной водой. В специальной канавке сальника есть по идее почти не расходуемый запас смазки, есть масса примеров, когда сальники (=подшипники), работают десятилетиями.

Все эти факты и дают нам возможность после ремонта давать гарантию как на новую машинку. Кстати, срок гарантии не означает срок службы, об этом далее.

Но тут вступает в дело накипь — у неё абразивные (царапающие) свойства, и если её много, она попадает на рабочую поверхность сальника и стирает ее. Не смотря на то, что на сальнике накипь накапливается гораздо медленнее чем на Тэне (сальник выше уровня воды), она там накапливается. На Тэн кстати гарантия тоже год (с городским водоснабжением), даже без чистки накипь нарастает гораздо дольше.

Поэтому если чистить машину от накипи, можно продлить жизнь не только Тэну, но и подшипникам. Тем более, что замена подшипников стоит примерно в 2 раза дороже, чем замена Тэна.

И снова о заговоре производителей — в современных недорогих (мы их называем «одноразовые») стиралках стоят малюсенькие подшипники (мы это знаем, потому что они уже ломаются), им уже явно потяжелее работать, допустимая нагрузка напрямую зависит от размера. Но даже они могут работать, мы ставим туда качественные подшипники и сальник (а по заводу они далеко не всегда такие), и лет на 5 их хватает, может и больше. Есть смысл это делать, потому что у некоторых стиралок ресурс ограничен только неправильными подшипниками. Ещё и с неразборным баком но это отдельная история.

А ещё я ходил по магазину и находил люфт (недопустимое качение) в новых стиралках, он чувствуется на ощупь.

Есть ещё миф, что машинки с вертикальной загрузкой надёжнее, чем с фронтальной, якобы там 2 подшипника, а там один. Это не так, во фронталке тоже 2 подшипника. В электролюксах правда бывает один двухрядный подшипник (ВАЗ 2108), но это те же 2 подшипника, только в одном корпусе.

Важный нюанс при износе подшипников:

Если стирать долго не обращая внимания на шум, а тем более, если стирать пока машинка не «встанет», есть большой риск повреждения крестовины — посадочных поверхностей подшипников и рабочей поверхности сальника. На последних стадиях подшипники могут заклинить или разлететься на осколки — калёные острые куски металла крошат всё на своём пути на большой скорости (отжим).

Этот шум трудно не заметить, один клиент рассказывал, что приходили с 7-го этажа на 5-й и просили выключить машинку. Звук глухой, как турбина самолёта, не стук. Самое главное — пока гудит, не так опасно, но когда уже появляется скрип, скрежет, лязг, пользоваться нельзя. Может ещё этим ржавым мазутом бельё измазать.

Посадочные места подшипников можно наварить и выточить, кольцо сальника можно поменять, но, во первых, это дополнительные затраты времени и денег, а во вторых, иногда это сделать нельзя, а новая крестовина стоит 1500-4000 тыс р., Поэтому лучше не затягивать.

Есть ещё пара «дедовских» приёмчиков восстановления крестовины без токарного станка и сварки, это не стоит дополнительных денег и делается на дому, можно ли применить зависит от степени разрушений.