Структура машин и механизмов реферат

Обновлено: 05.07.2024

Содержимое работы - 1 файл

Структура механизмов.docx

Классификация кинематических пар.

Кинематические пары (КП) классифицируются по следующим признакам: 1)по виду места контакта (места связи) поверхностей звеньев:

-низшие, в которых контакт звеньев осуществляется по плоскости или поверхности ( пары скольжения );

-высшие, в которых контакт звеньев осуществляется по линиям или точкам (пары, допускающие скольжение с перекатыванием).

2)по относительному движению звеньев, образующих пару:

3)по способу замыкания (обеспечения контакта звеньев пары):

-силовое (за счет действия сил веса или силы упругости пружины);

-геометрическое (за счет конструкции рабочих поверхностей пары).

4)по числу условий связи, накладываемых на относительное движение звеньев ( число условий связи определяет класс кинематической пары );

5)по числу подвижностей в относительном движении звеньев. Классификация КП по числу подвижностей и по числу связей приведена в таблице 2.1.

Классификация кинематических пар по числу связей и по подвижности.

Модель (от лат. modulus - мера, образец) - устройство или образ (мысленный или условный: схема, чертеж, система уравнений и т.п.) какого-либо объекта или явления (оригинала данной модели), адекватно отражающей его исследуемые свойства и используемый в качестве заместителя объекта в научных или иных целях (рис.2.3).

Как отмечалось выше, структура любой технической системы определяется функционально связанной совокупностью элементов и отношений между ними. При этом для механизмов под элементами понимаются звенья, группы звеньев или типовые механизмы, а под отношениями подвижные (КП) или неподвижные соединения. Поэтому под структурой механизма понимается совокупность его элементов и отношений между ними, т.е. совокупность звеньев, групп или типовых механизмов и подвижных или неподвижных соединений. Геометрическая структура механизма полностью описывается заданием геометрической формы его элементов, их расположения, указания вида связей между ними. Структура механизма может быть на разных стадиях проектирования описываться различными средствами, с разным уровнем абстрагирования: на функциональном уровне - функциональная схема, на уровне звеньев и структурных групп - структурная схема и т.п. Структурная схема - графическое изображение механизма, выполненное с использованием условных обозначений рекомендованных ГОСТ (см. например ГОСТ 2.703-68) или принятых в специальной литературе, содержащее информацию о числе и расположении элементов ( звеньев, групп), а также о виде и классе кинематических пар, соединяющих эти элементы. В отличие от кинематической схемы механизма, структурная схема не содержит информации о размерах звеньев и вычерчивается без соблюдения масштабов. (Примечание: кинематическая схема - графическая модель механизма, предназначенная для исследования его кинематики.)

Понятие о структурном синтезе и анализе.

Как на любом этапе проектирования при структурном синтезе различают задачи синтеза и задачи анализа.

Задачей структурного анализа является задача определения параметров структуры заданного механизма - числа звеньев и структурных групп, числа и вида КП, числа подвижностей (основных и местных), числа контуров и числа избыточных связей.

Задачей структурного синтеза является задача синтеза структуры нового механизма, обладающего заданными свойствами: числом подвижностей, отсутствием местных подвижностей и избыточных связей, минимумом числа звеньев, с парами определенного вида (например, только вращательными, как наиболее технологичными) и т.п.

Основные понятия структурного синтеза и анализа.

Подвижность механизма - число независимых обобщенных координат однозначно определяющее положение звеньев механизма на плоскости или в пространстве.

Связь - ограничение, наложенное на перемещение тела по данной координате.

Избыточные (пассивные) - такие связи в механизме, которые повторяют или дублируют связи, уже имеющиеся по данной координате, и поэтому не изменяющие реальной подвижности механизма. При этом расчетная подвижность механизма уменьшается, а степень его статической неопределимости увеличивается. Иногда используется иное определение: Избыточные связи - это связи число которых в механизме определяется разностью между суммарным числом связей, наложенных кинематическими парами, и суммой степеней подвижности всех звеньев, местных подвижностей и заданной (требуемой) подвижностью механизма в целом.

Местные подвижности - подвижности механизма, которые не оказывают влияния на его функцию положения (и передаточные функции), а введены в механизм с другими целями (например, подвижность ролика в кулачковом механизме обеспечивает замену в высшей паре трения скольжения трением качения).

Основные структурные формулы.

Основные структурные формулы были составлены для плоских механизмов Чебышевым П.Л. и Грюблером М., для пространственных - Сомовым П.О. и Малышевым. Так как принципы заложенные в построение всех этих формул одинаковы, то их можно записать в обобщенном виде:

W = H*n + S (H-i) * pi ,

H - число степеней подвижности твердого тела (соответственно при рассмотрении механизма в пространстве H=6, на плоскости H=3);

n - число подвижных звеньев в механизме; n = k - 1;

k - общее число звеньев механизма (включая и неподвижное звено - стойку);

i - число подвижностей в КП;

pi - число кинематических пар с i подвижностями.

Для расчета избыточных связей, согласно второму определению, используется следующая зависимость:

q - число избыточных связей в механизме;

W0 - заданная или требуемая подвижность механизма;

Wм - число местных подвижностей в механизме;

W - расчетная подвижность механизма.

Пример структурного анализа механизма.

Функциональная схема на уровне типовых механизмов.

На рис.2.4 изображена структурная схема плоского механизма долбежного станка, а на рис.2.5 его функциональная схема на уровне типовых механизмов. Структурная схема механизма в соответствии с принятыми условными обозначениями изображает звенья механизма, их взаимное расположение, а также подвижные и неподвижные соединения между звеньями. На схеме звенья обозначены цифрами, кинематические пары - заглавными латинскими буквами. Цифры в индексах обозначения КП указывают относительную подвижность звеньев в паре, буквы - на вид пары, который определяется видом относительного движения звеньев (в - вращательное, п - поступательное, ц - цилиндрическое, вп - обозначает высшую пару в которой возможно относительное скольжение с одновременным перекатыванием). Схема на рис. 2.5 отражает структуру механизма в виде последовательного и параллельного соединения простых или типовых механизмов. В этом механизме вращательное движение вала двигателя φ1 в согласованные движения подачи φ8 и долбяка S6. При этом механическая энергия двигателя преобразуется: скоростные составляющие энергетического потока по величине уменьшаются, а силовые - увеличиваются. Структурные элементы (типовые механизмы) в этой схеме связаны между собой неподвижными соединениями - муфтами. Схема показывает из каких простых механизмов состоит исследуемый, как эти механизмы взаимосвязаны между собой (последовательно или параллельно), как происходит преобразование входных движений в выходные (в нашем примере φ1 в φ8 и S6).

Проведем структурный анализ данного механизма. Число подвижных звеньев механизма n=8, числокинематических пар pi=12, из них для плоского механизма одноподвижных p1=10 (вращательных p1в=8, поступательных p1п=2 и двухподвижных p2=2. Число подвижностей механизма на плоскости:

Wпл = 3*8 - (2*10 + 1*2) = 2 = 1 + 1,

полученные две подвижности делятся на основную или заданную W0 = 1 и местную Wм = 1. Основная подвижность определяет основную функцию механизма преобразование входного движения φ1 в два функционально взаимосвязанных φ8 и S6. Местная обеспечивает выполнение вспомогательной функции: заменяет в высшей паре кулачок - толкатель трение скольжения трением качения. Если рассматривать механизм как пространственный, то во-первых необходимо учесть, что с увеличением подвижности звеньев с трех до шести изменяются и подвижности некоторых кинематических пар. В нашем примере это высшие пары K и P, подвижность которых изменяется с двух до четырех, и низшая пара D, у которой подвижность увеличивается до двух. С учетом сказанного, подвижность пространственного механизма равна:

Wпр = 6*8 - (4*1 + 5*9 + 2*2) = 48 - 53 = -5,

т. е. как пространственный данный механизм не имеет подвижности, так как число связей в нем существенно (на пять) превышает суммарную подвижность всех его звеньев. Однако от рассмотренного ранее плоского варианта пространственный механизм ничем не отличается, то есть он имеет две подвижности основную и местную. Как отмечено, выше связи, не изменяющие подвижности механизма, являются пассивными или избыточными. Для нашего механизма чилсло избыточных связей:

qпл = W0 + Wм - Wпл = 1 + 1 - 2 = 0;

qпр = W0 + Wм - Wпр = 1 + 1 - (-5) = 7.

Возникает вопрос: почему при переходе от плоской к пространственной модели механизма возникают избыточные связи? При анализе плоской модели механизма мы исключаем из рассмотрения три координаты, а , следовательно, и связи наложенные по этим координатам. В плоском механизме априорно задано, что оси всех вращательных и высших пар перпендикулярны, а оси поступательных параллельны плоскости, в которой рассматривается механизм. При пространственном анализе механизма это условие отсутствует. В нашем механизме 12 кинематических пар и , следовательно, 12 таких условий. Если учесть, что при переходе от плоской модели к пространственной общее число подвижностей в КП увеличилось на пять, то получим семь избыточных связей (т.к. 12 - 5 = 7). Известно, что избыточные связи возникают только в замкнутых кинематических цепях. Поэтому при анализе структуры механизма важно знать число независимых контуров, образованных его звеньями. Независимым считается контур отличающийся от остальных хотя бы на одно звено. Расчет числа контуров для механизма проводят по формуле Гохмана Х.И.:

Для учеников 1-11 классов и дошкольников
Бесплатные сертификаты учителям и участникам

Механизмы двигателей осуществляют преобразование различных видов энергии в механическую работу. Механизмы преобразователей (генераторов) осуществляют преобразование механической работы в другие виды энергии. К механизмам двигателей относятся механизмы двигателей внутреннего сгорания, паровых машин, электродвигателей, турбин и др. К механизмам преобразователей относятся механизмы насосов, компрессоров, гидроприводов и др.

Передаточные механизмы (привод) имеют своей задачей передачу движений от двигателя к технологической машине или исполнительным механизмам. Задачей передаточных механизмов является уменьшение частоты вращения вала двигателя до уровня частоты вращения основного вала технологической машины. Например, редуктор.

Исполнительными механизмами называются те механизмы, которые непосредственно воздействуют на обрабатываемую среду или объект. В их задачу входит изменение формы, состояния, положения и свойств, обрабатываемых среды или объекта. К исполнительным механизмам, например, относятся механизмы прессов, деформирующих обрабатываемый объект, механизмы грохотов в энергозерноочистительных машинах, разделяющих среду, состоящую из зерна и соломы, механизмы металлообрабатывающих станков и т.д.

Механизмами управления, контроля и регулирования называются различные механизмы и устройства для контроля размеров обрабатываемых объектов, например, механические щупы, следующие за фрезой, обрабатывающей криволинейную поверхность, и сигнализирующие об отклонении фрезы от заданной программы обработки; регуляторы, реагирующие на отклонение угловой скорости главного вала машины и устанавливающие нормальную заданную угловую скорость этого вала и т.д. К этим же механизмам относятся и измерительные механизмы по контролю размеров, давления, уровней жидкостей и т.д.

К механизмам подачи, транспортировки, питания и сортировки обрабатываемых сред и объектов относятся механизмы винтовых шнеков, скребковых и ковшевых элеваторов для транспортировки и подачи сыпучих материалов, механизмы загрузочных бункеров для штучных заготовок, механизмы подачи пруткового материала в высадочных автоматах, механизмы сортировки готовой продукции по размерам, весу и конфигурации и т.д.

Механизмы автоматического счета, взвешивания и упаковки готовой продукции применяются в машинах выпускающих массовую штучную продукцию. Эти механизмы могут быть и исполнительными механизмами, если они входят в специальные машины, предназначаемые для этих операций. Например, в машинах для расфасовки чая механизмы взвешивания и упаковки являются исполнительными механизмами.

Несмотря на разницу в функциональном назначении механизмов отдельных видов, в их строении, кинематике и динамике много общего.

Например, механизм поршневого двигателя, механизм кривошипного пресса и механизм привода ножа косилки имеют в своей основе один и тот же кривошипно-ползунный механизм. Механизм привода резца строгального станка и механизм роторного насоса имеют в своей основе один и тот же кулисный механизм. Механизм редуктора, передающего движение от двигателя самолета к его винту, и механизм дифференциала автомобиля имеют в своей основе зубчатый механизм.

1.2.3 Соотношения между угловыми скоростями, мощностями и крутящими моментами на валах зубчатой передачи

Передаточное отношение от колеса 1 к колесу n

где ω1 – угловая скорость вала 1,

ωn – угловая скорость вала n.

КПД зубчатой передачи:

где Р1 – мощность на валу 1 (входном),

Рn – мощность на валу n (выходном).

1.3.5 Трение в кинематических парах. Виды и характеристики трения: трение качения, трение скольжения. Понятия о коэффициентах трения скольжения и трения качения. Угол трения

Когда одно тело соприкасается с другим, то независимо от их физического состояния возникает явление, называемое трением, которое представляет собой сложный комплекс механических, физических и химических явлений. В зависимости от характера относительного движения тел различают трение скольжения – внешнее трение при относительном скольжении соприкасающихся тел и трение качения - внешнее трение при относительном качении соприкасающихся тел. Сила, препятствующая относительному движению контактирующих тел, называется силой трения.

Сила трения скольжения уменьшается, если соприкасающиеся тела смазаны специальными смазочными материалами, причём, если материал – жидкость, полностью разделяющая контактирующие поверхности, то трение называется жидкостным. При совершенном отсутствии смазки имеет место сухое трение. Если смазывающая жидкость не полностью разделяет трущиеся поверхности, то трение называется полужидкостным или полусухим в зависимости от того, какой из двух видов трения преобладает.

1. Сила трения скольжения пропорциональна нормальному давлению.

2. Трение зависит от материалов и состояния трущихся поверхностей.

3. Трение почти не зависит от величины относительной скорости трущихся тел.

4. Трение не зависит от величины поверхностей касания трущихся тел.

5. Трение покоя больше трения движения.

6. Трение возрастает с увеличением времени предварительного контакта соприкасающихся поверхностей.

При трении скольжения несмазанных тел, коэффициент трения зависит от нормального давления. В большинстве технических расчетов пользуются формулой

где f – среднее значение коэффициента трения, определяемого из опыта и принимаемого постоянным.

FT – сила трения.

Fn – нормальное давление.

При трении скольжения смазанных тел вводят понятие коэффициента жидкостного трения, который зависит от скорости υ движения слоев смазки друг относительно друга, от нагрузки р и от коэффициента вязкости μ.

При качении необходимо преодолеть некоторый момент МТ, называемый моментом трения качения, величина которого равна:

где: k – плечо трения качения или коэффициент трения качения, имеет размерность длины. Определяется опытным путем для различных материалов.

При трении скольжения коэффициент трения и угол трения связаны следующей зависимостью:

где φ – угол трения.

ременный передача скорость вал зубчатый

2.1.1 Разъемные соединения. Разновидности разъемных соединений. Области применения различных типов разъемных соединений

Разъёмными называют соединения, разборка которых происходит без нарушения целостности составных частей изделий. Наиболее распространёнными в машиностроении видами разъёмных соединений являются: резьбовые, шпоночные, шлицевые, клиновые, штифтовые и профильные.

Резьбовым называют соединение составных частей изделия с применением детали, имеющей резьбу. Например, болтовое, шпилечное, винтовое.

Резьбовые соединения широко применяются в машиностроении и приборостроении для неподвижного закрепления деталей относительно друг друга. Например, закрепление электродвигателя и редуктора на раме.

Шпоночными соединениями называют разъёмные соединения составных частей изделий с применением шпонок. Шпоночные соединения состоят из вала, шпонки и ступицы колеса. Шпонка представляет собой стальной брус, который вставляется в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента между валом и ступицей колеса, шкива, звездочки. Шпоночные соединения широко применяются во всех отраслях машиностроения при малых нагрузках и необходимости легкой сборки, разборки. Например, крепление зубчатого колеса на валу редуктора.

Шлицевые соединения образуются выступами – зубьями на валу и соответствующими впадинами - шлицами в ступице. Рабочими поверхностями являются боковые грани зубьев. Шлицевое соединение условно можно рассматривать как многошпоночное. Шлицевые соединения широко распространены в машиностроении. Применяются там же, где и шпоночные соединения, но при более больших нагрузках.

Клиновые соединения по назначению различают: силовые, в которых клинья, называемые крепежными, служат для прочного соединения деталей машин, и установочные, в которых клинья, называемые соответственно установочными, предназначены для регулирования и установки деталей машин в нужном положении. Силовые клиновые соединения применяют, например, при скреплении клином стержня со втулкой. Установочные клинья применяют для регулировки и установки подшипников валков прокатных станов и т. п. Широко используются в машиностроении.

Штифтовые соединения применяют для крепления деталей (соединение вала со втулкой) или для взаимного ориентирования деталей, которые крепят друг к другу винтами или болтами (соединение крышки и корпуса редуктора, соединение стойки и основания и др.).

Профильное соединение - соединение деталей машин по поверхности их взаимного контакта, имеющей плавный некруглый контур. Образующая поверхность профильного соединения может быть расположена как параллельно осевой линии вала, так и наклонно к ней. В последнем случае соединение наряду с крутящим моментом может передавать также и осевую нагрузку.

Профильные соединения используются для передачи больших крутящих моментов в коробках скоростей автомобилей, тракторов и станков взамен шлицевых и шпоночных соединений. Такие соединения применяются также для передачи крутящего момента на режущий инструмент (насадные фрезы, сверла, зенкеры, развертки).

Профильные соединения надежны, но не технологичны, поэтому их применение ограничено.

2.2.1 Ременные передачи. Общие сведения, принцип действия и классификация. Технические характеристики и область применения ременных передач

Ременная передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего.

Ременные передачи классифицируют по следующим признакам.

1. По форме сечения ремня:

- с зубчатыми ремнями;

- с поликлиновыми ремнями.

2. По взаимному расположению осей валов:

- с параллельными осями;

- с пересекающимися осями — угловые;

- со скрещивающимися осями.

3. По направлению вращения шкива:

- с одинаковым направлением (открытые и полуоткрытые);

- с противоположными направлениями (перекрестные).

4. По способу создания натяжения ремня:

- с натяжным роликом;

- с натяжным устройством.

5. По конструкции шкивов:

- с однорядными шкивами;

- со ступенчатыми шкивами.

Ременные передачи применяют в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях. Мощность современных передач не превышает 50 кВт. В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают обычно на быстроходную ступень, как менее нагруженную. В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Плоские ремни новой конструкции получают распространение в высокоскоростных передачах. Круглые ремни применяют только для малых мощностей: в приборах, машинах домашнего обихода.

Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Наибольшее распространение в машиностроении находят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двигателях и т. п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых расстояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения несколькими шкивами. При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числа и хорошей тяговой способности рекомендуется устанавливать зубчатые ремни.

Основными критериями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

Основные характеристики ременных передач: КПД, скольжение ремня, скорости вращения, моменты, мощности на ведущем и ведомом шкивах.

2.3.9 Опишите конструкции наиболее распространенных типов глухих и компенсирующих муфт. Укажите области их применения, достоинства и недостатки

Глухие муфты образуют жесткое и неподвижное соединение валов. Они не компенсируют ошибки изготовления и монтажа, требуют точной центровки валов.

Муфта втулочная – простейший представитель глухих муфт. Скрепление втулки с валами выполняют с помощью штифтов, шпонок или шлицов. Втулочные муфты применяют в легких машинах при диаметрах валов до 60…70 мм. Они отличаются простотой конструкции и малыми габаритами. Прочность муфты определяется прочностью штифтового, шпоночного или шлицевого соединения, а также прочностью втулки.

Муфта фланцевая состоит из двух полумуфт, соединенных болтами, которые ставятся с зазором или без зазора. В первом случае крутящий момент передается силами трения, возникающими в стыке полумуфт от затяжки болтов, во втором случае – непосредственно болтами, работающими на срез и смятие. Болты, поставленные без зазора, выполняют функцию центровки валов. В другом случае для этого служит специальный центрующий выступ. Фланцевые муфты широко распространены в машиностроении. Их применяют для соединения валов диаметром до 200 мм и более. Достоинством таких муфт являются простота конструкции и сравнительно небольшие габариты.

Для понижения требований к точности расположения валов и уменьшения вредных нагрузок на валы и опоры применяют компенсирующие муфты. Компенсация достигается: вследствие подвижности практически жестких деталей – компенсирующие жесткие муфты; за счет деформации упругих деталей – упругие муфты. Наибольшее распространение из групп компенсирующих жестких муфт получили кулачково-дисковая и зубчатая. Также широкое распространение имеют крестово-шарнирные муфты. Их используют для соединения валов с большой угловой несоосностью.

Кулачково-дисковая муфта состоит из двух полумуфт и промежуточного диска. На внутреннем торце каждой полумуфты образовано по одному диаметрально расположенному пазу. На обоих торцах диска выполнено по одному выступу, которые расположены по взаимно перпендикулярным диаметрам. У собранной муфты выступы диска располагаются в пазах полумуфт. Таким образом, диск соединяет полумуфты. Перпендикулярное

положение пазов позволяет муфте компенсировать эксцентриситет и перекос валов. При этом выступы скользят в пазах, а центр диска описывает окружность. Эти муфты рекомендуется применять в основном для компенсации эксцентриситета.

Зубчатая муфта состоит из двух полумуфт с наружными зубьями и разъемной обоймы с двумя рядами внутренних зубьев. Муфта компенсирует все виды несоосности валов. С этой целью выполняют торцовые зазоры и увеличенные боковые зазоры в зацеплении, а зубчатые венцы полумуфт обрабатывают по сферам радиусами, центры которых располагают на осях валов. Зубчатые муфты обладают компактностью и хорошими компенсирующими свойствами. Их применяют для передачи больших крутящих моментов.

Упругие муфты состоят из двух полумуфт, связанных упругим элементом. Упругая связь полумуфт позволяет: компенсировать несоосность валов; изменить жесткость системы в целях устранения резонансных колебаний при периодически изменяющейся нагрузке, снизить ударные перегрузки. По материалу упругих элементов эти муфты делят на две группы: с металлическими и неметаллическими упругими элементами.

Муфта с цилиндрическими пружинами состоит из обода с ребром и ступицы с дисками. Ребро обода размещается между дисками так, что возможен относительный поворот этих деталей. Ребро и диски имеют одинаковые фасонные вырезы, в которые закладывают пружины с ограничителями. С торцов муфту закрывают дисками, которые прикрепляют к ступице или ободу для предохранения пружины и ограничителей от выпадения и загрязнения. Такие муфты целесообразно применять как упругие звенья в системе соединения валов с зубчатыми колесами или цепными звездочками, а также для соединения валов.

Муфта зубчато-пружинная или муфта со змеевидными пружинами. Состоит из двух полумуфт, имеющих зубья специального профиля, между которыми размещается змеевидная пружина. Кожух удерживает пружину в рабочем положении, защищает муфту от пыли и служит резервуаром для смазки. Основная область применения этих муфт – тяжелое машиностроение (прокатные станы, турбины, поршневые двигатели).

Муфты с резиновыми упругими элементами проще и дешевле, чем со стальными. Преимущества резиновых элементов: высокая эластичность, высокая демпфирующая способность. Недостатки: меньшая долговечность, меньшая прочность, приводящая к большим габаритам. Муфты с резиновыми упругими элементами широко распространены во всех областях машиностроения для передачи малых и средних крутящих моментов.

Муфта с резиновой звездочкой состоит из двух полумуфт с торцовыми выступами и резиновой звездочки, зубья которой расположены между выступами. Широко применяется для соединения быстроходных валов. Муфта компактна и надежна в эксплуатации. Недостатки – при разборке и сборке необходимо осевое смещение валов.

Муфта упругая втулочно-пальцевая. Благодаря легкости изготовления и замены резиновых элементов эта муфта получила распространение, особенно в приводах от электродвигателей с малыми и средними крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки или кольца трапецеидального сечения. Муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах.

Муфта с упругой оболочкой. Упругий элемент муфты, напоминающий автомобильную шину, работает на кручение. Это придает муфте большую энергоемкость, высокие упругие и компенсирующие свойства.

4 Определение крутящих моментов на валах с учетом КПД.

5 Предварительный расчет валов по передаваемым моментам

6 Расчет тихоходной ступени

6.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

6.2 Определение допускаемых напряжений: контактных и изгибных

6.3 Геометрический расчет зубчатой передачи

6.4 Расчет действительных контактных и изгибных напряжений и сравнение их с допускаемыми

7 Расчет отклонений от геометрической формы рабочего чертежа зубчатого колеса

Список использованной литературы

Задание на проектирование

Рассчитать колеса тихоходной ступени привода ленточного конвейера.

Мощность на приводном барабане Р3
, кВт: 2,2.

Угловая скорость ω3
, рад/с: 4,2.

Ресурс tΣ
, ч: 20000.

1
Краткое описание структуры и принцип работы механизма

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу ленточного конвейера. В состав данного привода входят:

3.Редуктор двухступенчатый соосный.

5.Приводной вал конвейера.

Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала двигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.

Двухступенчатый соосный редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине.

Еще одна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу ленточного конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера.

2 Выбор электродвигателя

Расчет ведем по [1].

Требуемая мощность двигателя:

Рэ потр
= Р3
/ ηобщ
, где:

ηобщ
= ηред
· ηм
2
· ηп
- общий КПД привода.

ηред
– КПД редуктора.

По таблице 1.1 из [1]:

ηцп
= 0,96…0,98; принимаем ηцп
= 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηп
= 0,99 – КПД пары подшипников качения.

ηм
= 0,98 – КПД муфты.

ηобщ
= 0,91 · 0,982
· 0,99 = 0,87

Рэ потр
= 2,2 / 0,87 = 2,53 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя:

U1
– передаточное число первой ступени;

U2
– передаточное число второй ступени.

По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

nвых
= 30ω3
/ π = 30 · 4,2 / 3,14 = 40,1 об/мин

nэ
= 40,1 · 4 · 3 = 481,2 об/мин

По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель АИР112МВ8: Р = 3 кВт; n = 709 об/мин.

3 Кинематический расчет

3.1 Определение передаточного отношения и разбиение его по ступеням

Общее передаточное число привода:

Uобщ
= Uред
= n/ nвых
= 709/40,1 = 17,68

По таблице 1.3 [1]:

U1
= Uред
/ U2
= 17,68 / 4,63 = 3,82

U2
= 0,9 = 1,1 = 4,63

3.2 Определение окружных и угловых скоростей зубчатых колес

Частота вращения валов:

n1
= n = 709 об/мин;

n2
= n1
/ U1
= 709 / 3,82 = 185,6 об/мин;

n3
= nвых
= 40,1 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1
= πn1
/ 30 = 3,14 · 709 / 30 = 74,2 рад/с;

ω2
= πn2
/ 30 = 3,14 · 185,6 / 30 = 19,4 рад/с;

ω3
= ωвых
= 4,2 рад/с.

4 Определение крутящих моментов на валах с учетом КПД

Вращающие моменты на валах:

Твых
= Р3
/ ω3
= 2,2 · 103
/ 4,2 = 524 Н·м;

Т3
= Твых
/ (ηм
· ηп
) = 524 / (0,98 · 0,99) = 540 Н·м;

Т2
= Т3
/ (ηцп
· U2
) = 540 / (0,97 · 4,63) = 120,2 Н·м;

Т1
= Т2
/ (ηцп
· U1
) = 120,2 / (0,97 · 3,82) = 32,4 Н·м.

Мощности на валах:

Р1
= Р · ηм
· ηп
= 3 · 0,98 · 0,99 = 2,91 кВт;

Р2
= Р1
· ηцп
· ηп
= 2,91 · 0,97 · 0,99 = 2,79 кВт;

Р3
’ = Р2
· ηцп
· ηп
= 2,79 · 0,97 · 0,99 = 2,68 кВт;

Р3
= Рвых
= 2,2 кВт.

5 Предварительный расчет валов по передаваемым моментам

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

dб
≥ (7…8) = (7…8) = 22,3…25,5

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД
= 32 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM
≈ 0,75dД
. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал dб
= 25 мм.

Диаметр под подшипники:

dб
п
≥ dб
+ 2t = 25 + 2 · 2,5 = 30 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: dб
п
= 30 мм (ГОСТ 27365-87).

dбп
≥ dб
п
+ 3r = 30 + 3 · 2,5 = 37,5 мм; принимаем: dбп
= 38 мм.

Проектный расчет промежуточного вала.

dпр
≥ (6…7) = (6…7) = 29,6…34,5

Принимаем: dпр
= 34 мм

Диаметр под подшипники:

dб
пр
= dпр
– 3r = 34 - 3 · 2,5 = 26,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: dб
пр
= 30 мм (ГОСТ 27365-87).

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

dбк
≥ dпр
+ 3f = 34 + 3 · 1,2 = 37,6 мм; принимаем: dбк
= 38 мм.

dбп
≥ dб
пр
+ 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: dбп
= 36 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

dт
≥ (5…6) = (5…6) = 40,6…48,8

Принимаем: dт
= 42 мм

Диаметр под подшипники:

dб
т
≥ dт
+ 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].

dбп
≥ dб
т
+ 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: dбп
= 60 мм.

6 Расчет тихоходной ступени

6.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2
;

248,5 НВСР2
; σв
= 780 МПа; σт
= 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1
;

285,5 НВСР1
; σв
= 890 МПа; σт
= 650 МПа; τ = 380 МПа.

6.2 Определение допускаемых напряжений: контактных и изгибных

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]H
1
= 1,8HBCP
1
+ 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]H
2
= 1,8HBCP
2
+ 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]F
1
= 1,03HBCP
1
= 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]F
2
= 1,03HBCP
2
= 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]H
1
max
= 2,8 σт
= 2,8 · 650 = 1820 МПа

[σ]H
2
max
= 2,8 σт
= 2,8 · 540 = 1512 МПа

[σ]F
1
max
= 2,74 HBCP
1
= 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]F
2
max
= 2,74 HBCP
2
= 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H
= [σ]H
2
= 514 МПа.

6.3 Геометрический расчет зубчатой передачи

Исходные данные: U2
= 4,63; Т3
= 540 Н·м; n3
= 40,1 об/мин.

αw
2
≥ Кα
(U2
+ 1) = 4950 · (4,63 + 1) = 0,1892 м

Кα
= 4950 – для прямозубых передач [1].

КНβ
= 1 – при постоянной нагрузке [1].

ψd
= 0,5 ψα
(U2
+ 1) = 0,5 · 0,25 (4,63 + 1) = 0,70

Принимаем: ψα
= 0,25 [1].

ТНЕ2
= КНД
Т3
– эквивалентный момент на колесе, где:

КНЕ
= 0,56 (таблица 2.4 [1])

NHG
= (HBcp
)3
= 248,53
= 1,53 · 107
– базовое число циклов нагружений.

ТНЕ2
= 0,82 · 540 = 443 Н·м.

Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: αw
2
= 180 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

d2
= 2 αw
2
U2
/ (U2
+ 1) = 2 · 180 · 4,63 / (4,63 + 1) = 296 мм – делительный диаметр

b2
= ψα
αw
2
= 0,25 · 180 = 45 мм

Km
= 6,6 – для прямозубых колес [1].

ТF
Е2
= КF
Д
Т3
– эквивалентный момент на колесе, где:

КF
Е
= 0,68 (таблица 2.4 [1])

NFG
= 4 · 106
– базовое число циклов нагружений.

ТF
Е2
= 1 · 540 = 540 Н·м.

Принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

zΣ
= 2 αw
2
/ m = 2 · 180 / 2 = 180

Число зубьев шестерни и колеса:

z1
= zΣ
/ (U2
+ 1) = 180 / (4,63 + 1) = 32

z2
= zΣ
- z1
= 180 – 32 = 148

Фактическое передаточное число:

U2ф
= z2
/ z1
= 148/32 = 4,625

Отклонение от заданного передаточного числа: 0,1% Dпред
= 125 мм

Сзаг
= 0,5b2
= 0,5 · 45 = 22,5 мм

Sзаг
= 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред
= 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft
1
= Ft
2
= 2Т3
/ d2
= 2 · 540 / 0,296 = 3649 H

радиальное: Fr
1
= Fr
2
= Ft
1
· tgα = 3649 · tg 20° = 1328 H

6.4 Расчет действительных контактных и изгибных напряжений и сравнение их с допускаемыми

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

КFα
= 1 – для прямозубых колес. [1]

КFβ
= 1 – при постоянной нагрузке. [1]

Окружная скорость в зацеплении:

V = = 3,14 · 0,296 · 40,1 / 60 = 0,6 м/с

Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].

KFV
= 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].

Коэффициент формы зуба: YF
1
= 3,7, YF
2
= 3,6, табл. 2.8 [1].

Ft
Е
= КF
Д
Ft
= 3649 Н – эквивалентная окружная сила.

σF
2
= 3649 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,045 · 0,002 = 165 МПа ≤ [σ]F
2
= 256 МПа

σF
1
= 165 · 3,7 / 3,6 = 170 ≤ [σ]F
1
= 294 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

КН
= 3,2 · 105
– для прямозубых колес [1]

КНα
= 1; КНβ
= 1 [1]; КН
V
= 1,05 табл. 2.9 [1].

σН2
= = 512 МПа ≤ [σ]Н
= 514 МПа

7 Расчет отклонений от геометрической формы рабочего чертежа зубчатого колеса

Расчет ведем по [1].

Допуск цилиндричности посадочной поверхности (посадка зубчатого колеса на вал) назначают, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений.

где t – допуск размера поверхности.

Поверхность Ø60Н7. Следовательно, t = 30 мкм.

Т ≈ 0,5 ∙ 30 = 15 мкм.

Допуск перпендикулярности торца ступицы задают, чтобы создать точную базу для подшипника качения, уменьшить перекос его колец и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца.

Т’ на диаметре dc
т
при l/d ≥ 0,7 по табл. 22.7 [1]. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников – 8.

Допуски симметричности и параллельности шпоночного паза задают для обеспечения возможности сборки зубчатого колеса с валом и равномерного контакта поверхностей шпонки и шпоночного паза.

Допуск параллельности шпоночного паза:

где tшп
– допуск ширины шпоночного паза.

На ширину шпоночного паза чаще всего задают поле допуска JS9.

Ширина шпоночного паза: 18JS9. tшп
= 43 мкм.

Т’’ ≈ 0,5∙ 43 = 21,5 мкм.

Допуск симметричности шпоночного паза:

Т’’’ ≈ 2tшп
= 2 ∙ 43 = 86 мкм.

Список использованной литературы

МАШИНЫ И МЕХАНИЗМЫ, механические устройства, облегчающие труд и повышающие его производительность. Машины могут быть разной степени сложности – от простой одноколесной тачки до лифтов, автомобилей, печатных, текстильных, вычислительных машин. Энергетические машины преобразуют один вид энергии в другой. Например, генераторы гидроэлектростанции преобразуют механическую энергию падающей воды в электрическую энергию. Двигатель внутреннего сгорания преобразует химическую энергию бензина в тепловую, а затем в механическую энергию движения автомобиля (см. также ЭЛЕКТРОМАШИННЫЕ ГЕНЕРАТОРЫ И ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ; ДВИГАТЕЛЬ ТЕПЛОВОЙ; ТУРБИНА). Так называемые рабочие машины преобразуют свойства или состояние материалов (металлорежущие станки, транспортные машины) либо информацию (вычислительные машины).

Машины состоят из механизмов (двигательного, передаточного и исполнительного) – многозвенных устройств, передающих и преобразующих силу и движение. Простой механизм, называемый полиспастом (см. БЛОКИ И ПОЛИСПАСТЫ), увеличивает силу, приложенную к грузу, и за счет этого позволяет вручную поднимать тяжелые предметы. Другие механизмы облегчают работу, увеличивая скорость. Так, велосипедная цепь, входящая в зацепление со звездочкой, преобразует медленное вращение педалей в быстрое вращение заднего колеса. Однако механизмы, увеличивающие скорость, делают это за счет уменьшения силы, а увеличивающие силу – за счет уменьшения скорости. Увеличить одновременно и скорость и силу невозможно. Механизмы могут также просто изменять направление силы. Пример – блок на конце флагштока: чтобы поднять флаг, тянут за шнур вниз. Изменение направления может сочетаться с увеличением силы или скорости. Так, тяжелый груз можно приподнять, нажимая на рычаг вниз.

ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ

Основной закон.

Хотя механизмы и позволяют получить выигрыш в силе или скорости, возможности такого выигрыша ограничиваются законом сохранения энергии. В применении к машинам и механизмам он гласит: энергия не может ни возникать, ни исчезать, она может быть лишь преобразована в другие виды энергии или в работу. Поэтому на выходе машины или механизма не может оказаться больше энергии, чем на входе. К тому же в реальных машинах часть энергии теряется из-за трения. Поскольку работа может быть превращена в энергию и наоборот, закон сохранения энергии для машин и механизмов можно записать в виде

Работа на входе = Работа на выходе + Потери на трение.

Отсюда видно, в частности, почему невозможна машина типа вечного двигателя: из-за неизбежных потерь энергии на трение она рано или поздно остановится.

Выигрыш в силе или скорости.

Механизмы, как указывалось выше, могут применяться для увеличения силы или скорости. Идеальный, или теоретический, выигрыш в силе или скорости – это коэффициент увеличения силы или скорости, который был бы возможен в отсутствие потерь энергии, обусловленных трением. Идеальный выигрыш на практике недостижим. Реальный выигрыш, например в силе, равен отношению силы (называемой нагрузкой), которую развивает механизм, к силе (называемой усилием), которая прикладывается к механизму.

Механический КПД.

Коэффициентом полезного действия машины называется процентное отношение работы на ее выходе к работе на ее входе. Для механизма КПД равен отношению реального выигрыша к идеальному. КПД рычага может быть очень высоким – до 90% и даже больше. В то же время КПД полиспаста из-за значительного трения и массы движущихся частей обычно не превышает 50%. КПД домкрата может составлять лишь 25% из-за большой площади контакта между винтом и его корпусом, а следовательно, большого трения. Это приблизительно такой же КПД, как у автомобильного двигателя. См. АВТОМОБИЛЬ ЛЕГКОВОЙ.

КПД можно в известных пределах повысить, уменьшив трение за счет смазки и применения подшипников качения. См. также СМАЗКА.

ПРОСТЕЙШИЕ МЕХАНИЗМЫ

Простейшие механизмы можно найти почти в любых более сложных машинах и механизмах. Их всего шесть: рычаг, блок, дифференциальный ворот, наклонная плоскость, клин и винт. Некоторые авторитетные специалисты утверждают, что на самом деле можно говорить всего лишь о двух простейших механизмах – рычаге и наклонной плоскости, – так как нетрудно показать, что блок и ворот представляют собой варианты рычага, а клин и винт – варианты наклонной плоскости.

Рычаг.

Это жесткий стержень, который может свободно поворачиваться относительно неподвижной точки, называемой точкой опоры. Примером рычага могут служить лом, молоток с расщепом, тачка, метла.

Рычаги бывают трех родов, различающихся взаимным расположением точек приложения нагрузки и усилия и точки опоры (рис. 1). Идеальный выигрыш в силе рычага равен отношению расстояния D_E от точки приложения усилия до точки опоры к расстоянию D_L от точки приложения нагрузки до точки опоры. Для рычага I рода расстояние D_E обычно больше D_L, а поэтому идеальный выигрыш в силе больше 1. Для рычага II рода идеальный выигрыш в силе тоже больше единицы. Что же касается рычага III рода, то величина D_E для него меньше D_L, а стало быть, больше единицы выигрыш в скорости.

Это колесо с желобом по окружности для каната или цепи. Блоки применяются в грузоподъемных устройствах. Система блоков и тросов, предназначенная для повышения грузоподъемности, называется полиспастом. Одиночный блок может быть либо с закрепленной осью (уравнительным), либо подвижным (рис. 2). Блок с закрепленной осью действует как рычаг I рода с точкой опоры на его оси. Поскольку плечо усилия равно плечу нагрузки (радиус блока), идеальный выигрыш в силе и скорости равен 1. Подвижный же блок действует как рычаг II рода, поскольку нагрузка расположена между точкой опоры и усилием. Плечо нагрузки (радиус блока) вдвое меньше плеча усилия (диаметр блока). Поэтому для подвижного блока идеальный выигрыш в силе равен 2.

Более простой способ определения идеального выигрыша в силе для блока или системы блоков – по числу параллельных концов каната, удерживающих нагрузку, как это нетрудно сообразить, взглянув на рис. 2.

Уравнительные и подвижные блоки можно сочетать по-разному для увеличения выигрыша в силе. В одной обойме можно установить два, три или большее число блоков, а конец троса можно прикрепить либо к неподвижной, либо к подвижной обойме.

Дифференциальный ворот.

Это, в сущности, два колеса, соединенные вместе и вращающиеся вокруг одной оси (рис. 3), например, колодезный ворот с ручкой.

Дифференциальный ворот может давать выигрыш как в силе, так и в скорости. Это зависит от того, где прилагается усилие, а где – нагрузка, поскольку он действует как рычаг I рода. Точка опоры расположена на закрепленной (фиксированной) оси, а поэтому плечи усилия и нагрузки равны радиусам соответствующих колес. Пример такого устройства для выигрыша в силе – отвертка, а для выигрыша в скорости – шлифовальный круг.

Зубчатые колеса.

Система двух находящихся в зацеплении зубчатых колес, сидящих на валах одинакового диаметра (рис. 4), в какой-то мере аналогична дифференциальному вороту (см. также ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА). Скорость вращения колес обратно пропорциональна их диаметру. Если малая ведущая шестерня A (к которой приложено усилие) по диаметру вдвое меньше большого зубчатого колеса B, то она должна вращаться вдвое быстрее. Таким образом, выигрыш в силе такой зубчатой передачи равен 2. Но если точки приложения усилия и нагрузки поменять местами, так что колесо B станет ведущим, то выигрыш в силе будет равен 1/2, а выигрыш в скорости – 2.

Наклонная плоскость.

Наклонная плоскость применяется для перемещения тяжелых предметов на более высокий уровень без их непосредственного поднятия. К таким устройствам относятся пандусы, эскалаторы, обычные лестницы, а также конвейеры (с роликами для уменьшения трения).

Идеальный выигрыш в силе, обеспечиваемый наклонной плоскостью (рис. 5), равен отношению расстояния, на которое перемещается нагрузка, к расстоянию, проходимому точкой приложения усилия. Первое есть длина наклонной плоскости, а второе – высота, на которую поднимается груз. Поскольку гипотенуза больше катета, наклонная плоскость всегда дает выигрыш в силе. Выигрыш тем больше, чем меньше наклон плоскости. Этим объясняется то, что горные автомобильные и железные дороги имеют вид серпантина: чем меньше крутизна дороги, тем легче по ней подниматься.

Это, в сущности, сдвоенная наклонная плоскость (рис. 6). Главное его отличие от наклонной плоскости в том, что она обычно неподвижна, и груз под действием усилия движется по ней, а клин вгоняют под нагрузку или в нагрузку. Принцип клина используется в таких инструментах и орудиях, как топор, зубило, нож, гвоздь, швейная игла.

Резьба винта (рис. 7) – это, в сущности, наклонная плоскость, многократно обернутая вокруг цилиндра. В зависимости от направления подъема наклонной плоскости винтовая резьба может быть левой (A) или правой (B). Сопрягающаяся деталь, естественно, должна иметь резьбу такого же направления. Примеры простых устройств с винтовой резьбой – домкрат, болт с гайкой, микрометр, тиски.

Поскольку резьба – наклонная плоскость, она всегда дает выигрыш в силе. Идеальный выигрыш равен отношению расстояния, проходимого точкой приложения усилия за один оборот винта (длины окружности), к расстоянию, проходимому при этом нагрузкой по оси винта. За один оборот нагрузка перемещается на расстояние между двумя соседними витками резьбы (a и b или b и c на рис. 7), которое называется шагом резьбы. Шаг резьбы обычно значительно меньше ее диаметра, так как иначе слишком велико трение.

КОМБИНИРОВАННЫЕ МЕХАНИЗМЫ

Комбинированный механизм состоит из двух или большего числа простых. Это не обязательно сложное устройство; многие довольно простые механизмы тоже можно считать комбинированными. Например, в мясорубке имеются ворот (ручка), винт (проталкивающий мясо) и клин (нож-резак). Стрелки наручных часов поворачиваются системой зубчатых колес разного диаметра, находящихся в зацеплении друг с другом. Один из наиболее известных несложных комбинированных механизмов – домкрат.

Домкрат (рис. 8) представляет собой комбинацию винта и ворота. Головка винта подпирает нагрузку, а другой его конец входит в резьбовую опору. Усилие прилагается к рукоятке, закрепленной в головке винта. Таким образом, расстояние усилия равно длине окружности, описываемой концом ручки. Длина окружности дается выражением 2 p r, где p = 3,14159, а r – радиус окружности, т.е. в данном случае длина ручки. Очевидно, что чем длиннее ручка, тем больше идеальный выигрыш в силе. Расстояние, проходимое нагрузкой за один оборот ручки, равно шагу резьбы. В идеале можно получить очень большой выигрыш в силе, если длинную ручку сочетать с малым шагом резьбы. Поэтому несмотря на малый КПД домкрата (около 25%) он дает большой реальный выигрыш в силе.

Выигрыш в силе, создаваемый комбинированным механизмом, равен произведению выигрышей отдельных механизмов, входящих в его состав. Так, идеальный выигрыш в силе (ИВС) для домкрата равен отношению длины окружности, описываемой ручкой, к шагу резьбы. Для входящего в состав домкрата ворота ИВС равен отношению длины окружности, описываемой ручкой (расстояние усилия), к длине окружности винта (расстояние нагрузки). Для винта домкрата ИВС равен отношению длины окружности винта (расстояния усилия) к шагу резьбы винта (расстоянию нагрузки). Перемножая ИВС отдельных механизмов домкрата, получаем для комбинированного механизма

ИВС = (Окружность ручки/Окружность винта) ґ

(Окружность винта/Шаг резьбы) = (Окружность ручки/Шаг резьбы).

Для более сложных комбинированных механизмов вычислить ИВС труднее. Поэтому для них обычно указывают лишь реальный выигрыш. См. также КУЛАЧКОВЫЙ МЕХАНИЗМ; ДИНАМИКА; СТАНКИ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИЕ; МЕХАНИКА.

Читайте также: