Строительные машины 2 Принципы устройства (стр. 3 из 45)
tg b = S /p d2.
Чтобы определить взаимодействие между силой Р и окружной силой Т, прикладываемой для затяжки, заменим гайку ползуном А. При перемещении ползуна, т. е. при относительном движении, возникает равнодействующая от нормальной силы и силы трения, которая наклонена к нормали под углом трения j. tg j = m , где m — коэффициент трения. Из разложения этой силы следует, что окружная сила, кгс (Н),
T = P tg(b + j ).
Величина угла ф неодинакова для резьб различного профиля. У треугольного профиля она больше, чем у прямоугольного, так как трение в резьбе с прямоугольным профилем меньше, чем с треугольным.
Винтовые пары применяют не только для крепежных целей, но и в механизмах для подъема грузов (домкратах) и для преодоления усилий. В этом случае очень важно, чтобы поднимаемый груз при остановке механизма, когда перестает действовать движущая окружная сила Т, не опускался, т. е. чтобы винтовая пара обладала свойством самоторможения. Это значит, что ползун А не должен сползать по наклонной плоскости под действием силы Р, если снято действие силы Т. Самоторможение достигается при условии, когда угол подъема Р меньше угла трения j.
Ш п и л ь к и не имеют головок, резьба нарезается на обоих концах. Один конец шпильки ввертывается в резьбовое отверстие, а на другой навертывается гайка. Шпильки применяют там, где по конструктивным соображениям нельзя установить болты, а также при соединении деталей из алюминия и легких сплавов, так как резьба быстро разрушается.
Б о л т ы и в и н т ы имеют на одном конце резьбу для ввертывания в резьбовое отверстие одной из деталей, а на другом конце головку: болты — шестигранную или квадратную под ключ , а винты—полукруглую, цилиндрическую или потайную с пазом под отвертку . Болты и винты стандартизованы по диаметру, длине l, Длине нарезаемой части l0, размеру под ключ S и высоте головки h. Винты применяют в соединениях, где действуют усилия меньше, чем в болтовых.
Г а й к и бывают различных конструкций. Обычно применяют шестигранные гайки, реже квадратные и круглые. Чтобы круглые гайки можно было завертывать, в них делают пазы или отверстия.
Для предохранения гайки от самоотвинчивания применяют различные способы стопорения: кроме основной устанавливается контргайка , которая создает дополнительное натяжение и дополнительное трение в резьбе основной гайки, что препятствует ее отвертыванию. В других случаях под гайку устанавливают пружинную шайбу, что сохраняет силы трения между резьбой и гайкой . При использовании круглых гаек применяют стопорные винты . Делают также специальные гайки со шплинтами .
Детали резьбовых соединений рассчитывают, исходя из следующих yсловий нагружения:
1. Болты работают только на растяжение (например, рым-болт редуктора —рис. 1.11, а).
Рис. 1.11. Различные условия болтов
2. Болты работают на растяжение и кручение (рис. 1.11,6) в тех случаях, когда они установлены с начальной затяжкой. В этих болтах, помимо растягивающих сил, действует крутящий момент, так как во время завертывания гайки возникают силы трения в резьбе.
3. Болты работают на срез и смятие (рис. 1.11, в). В этих соединениях болт ставят в отверстие без зазора. Напряжения среза и смятия в болте вызываются действием поперечной силы Т.
Клиновые, клеммовые, шпоночные и шлицевые соединения.
Рис. 1.12. Разъемные соединения
Эти соединения являются разъемными.
Клинов ое соед инение деталей (рис. 1.12, а) осуществляется при помощи клина, забиваемого в отверстия этих деталей. Угол а делается таким, чтобы под действием сил, перпендикулярных оси клина, он не выжимался из отверстия, т. е. клин должен отвечать условию самоторможения. Этому условию отвечают клинья, у которых tga> 1/30. Клинья бывают односторонние и двусторонние. В строительных машинах обычно применяются односторонние клинья. Этот вид соединения прост по конструкции.
К л е м м о в о е соедин е н и е деталей (рис. 1.12,6) осуществляется при помощи клеммы представляющей собой цилиндр с прорезью или состоящей из двух отдельных частей. Такие соединения применяют для закрепления на валах и осях различных деталей, например рычагов противовесов, ручек поворота осей и др. Клемма удерживается на валу силой трения Nf между поверхностью отверстия клеммы и поверхностью вала, создаваемой в результате затяжки силой Р. Эти соединения можно применять только при передаче небольших нагрузок. Достоинством клеммовых соединений является простота конструкции, возможность перестановки деталей и регулировки их взаимного расположения.
Ш п о н о ч н о е с о е д и н е н и е показано на рис. 1.12, б. Усилие, передаваемое от одной детали к другой, воспринимается боковыми поверхностями шпонки. Эти усилия стремятся смять и срезать шпонку. Для расчета шпонок на смятие принимается, что напряжения sсм распределены по всей длине и высоте шпонки равномерно, что равнодействующая сил, действующих на шпонку, приложена на плече, равном d/2, и что шпонка выступает над поверхностью вала на 0,5/г (высоты шпонки). Следовательно, по передаваемому моменту М можно определить величины sсм и tср:
sсм = 4M / hlp d £ [s]см
(1.10)
tср= 2M/ blp d £ [t]ср (1.11)
При передаче больших крутящих моментов на валах устанавливают две или три шпонки.
Ш л и ц е в о е с о е д и н е н и е (рис. 1.12, г) является как бы многошпоночным соединением. В детали, помещаемой на валу, протягивают пазы (канавки ) соответствующие выступам (шлицам) на валу. Шлицы выполняются с прямолинейным, эвольвентным и треугольным профилями. Эти соединения бывают неподвижными и подвижными, когда деталь может перемещаться вдоль оси вала.
Боковые поверхности шлицев рассчитывают на смятие. Принимается, что усилие Р от передаваемого крутящего момента Мкр приложено на диаметре dcр:
Р = 2Мкр/dcр, кгс(Н).
Так как dcр = ( D + d ) / 2 то P = 4Mкp/(D + d).
Следовательно,
2 2
[s]см = 2P / ( D + d ) lzk = 8Mкp / ( D + d ) £ [s]см
(1.12)
где l — длина шлица, мм; z — число шлицев; k— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами.
ПЕРЕДАЧИ
Привод рабочих органов, ходовой части и других узлов машины осуществляется с помощью силовых передач, которые не только передают движение, но изменяют скорость, а иногда характер и направление движения. Передачи бывают механические, гидравлические и электрические.
Механические передачи разделяются на передачи трением (фрикционные и ременные) и передачи зацеплением (зубчатые, червячные и цепные). В каждой передаче элемент, который передает мощность, называется ведущим, а элемент, которому передается эта мощность, — ведомым. Чаще всего частота вращения ведущего п1 и ведомого n2 элементов различна. Отношение этих п1 к n2 называется передаточным числом i = п1 / п2. (1.12)
Передачи могут быть понижающие, когда i > 1; п1> п2, и повышающие, если i > 1; п1 < п2. Понижающие передачи имеют наибольшее применение, так как частота вращения привода чаще бывает больше частоты вращения исполнительного органа.
Для ряда расчетов приходится определять мощность N = Pv/9,81 Вт, или N = Pv, Вт, где Р — действующая сила; соответственно в кгс или Н; v — скорость, м/с.
При вращательном движении v = 2pRn / 60, где R — радиус колеса или шкива, м; п — частота вращения, об/мин. Подставим значения v в формулу мощности
N =P * 2pRn / 9,81 * 60 или N = P * 2pRn / 60
(1.13)
Так как PR = М, то
M » 95N / n, кгс*м, или M = 9,5N / n, Н*м.
(1.14)
При передаче мощности от ведущего вала к ведомому имеются потери на трение, нагрев, аэродинамические и другие потери. Поэтому на ведомом валу мощность всегда меньше. Величина потерь мощности характеризуется КПД передачи и определяется как отношение величин мощности N2 на ведомом валу к мощности N1 на ведущем валу:
h=N2 / N1
(1.14а)
Величина момента М2 на ведомом валу равна произведению момента на ведущем валу Мх на передаточное число и КПД:
М2 = М1ih
(1.15)
Фрикционные передачи. Передачи, у которых движение от одного элемента к другому передается силами трения. Наиболее простая конструкция такой передачи показана на рис. 1.13, а. Здесь вращение от одного вала к другому передается под действием сил трения между Дисками, надетыми на эти валы. Величина силы трения Р (Н) зависит от усилия Q, с которым один диск прижимается к другому, и от коэффициента трения m: P = Qm
(1.16)
Рис. 1.13. Фрикционные передачи
В рассматриваемых передачах всегда имеет место проскальзывание дисков, поэтому величина передаточного числа непостоянна. Она подсчитывается по формуле