Портал о строительстве и ремонтных работах

Архивы рубрики ‘ДОРОЖНОСТРОИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ’

Большое распространение в приводах дорожных машин получили гидродинамические передачи, к числу которых относят гидромуфты и гидротрансформаторы. У них движение ведомых звеньев осуществляет­ся без жестких связей — посредством рабочей жидкости. Гидродинами­ческие передачи обеспечивают разгон и торможение, хорошо гасят кру­тильные колебания, выполняют функции автоматических бесступенча­тых коробок скоростей, согласовывают работу нескольких механизмов, получающих энергию от одного приводного двигателя. Поэтому они широко применяются в трансмиссиях землеройно-транспортных машин, одноковшовых экскаваторов, погрузчиков, камнедробилок и т. п., приво­димых в движение двигателями внутреннего сгорания или асинхронны­ми короткозамкнутыми электродвигателями.

Если гидродинамическую передачу, конструктивная схема которой изоб­ражена на рис. 3.3, заполнить рабочей жидкостью, а ведущий вал 1 с насос­ным колесом 2 привести во вращение, используя энергию приводного двига­теля, то под действием центробежных сил начнется движение жидкости, со­провождаемое “закруткой” ее потока. При этом происходит преобразование механической энергии ведущего вала в энергию движущейся жидкости.

Гидротрансформаторы (рис. 3.4) состоят из трех рабочих элемен­тов — насосного колеса 1, закрепленного на ведущем валу, турбинного колеса 2, жестко посаженного на ведомый вал, и неподвижного направ­ляющего аппарата (реактора) 3. Межлопаточные каналы этих рабочих элементов, так же как в гидромуфте, образуют круг циркуляции жидко­сти. Ввиду наличия реактора при изменении внешней нагрузки в гидротрансформаторе происходит преобразование не только скорости вращения, но и крутящего момента.

Рис. 3.4. Конструктивные схемы гидротрансформаторов: а ~ реактор после насосного колеса; б — реактор перед насосным колесом: I — ведущий вал; // — ведомый вал

На крупных дорожных машинах и базовых тягачах, мощность сило­вой установки которых составляет 100-150 кВт и более, могут приме­няться электрические передачи постоянного и переменного тока. Эти передачи состоят из генератора и одного или нескольких электродвига­телей. Генераторы, как правило, приводятся дизельными двигателями и образуют с ними один агрегат. Режимы работы генератора согласовыва­ются с характеристикой приводного двигателя в направлении полного использования мощности силовой установки даже при изменении внеш­ней нагрузки в широком диапазоне. Эта задача успешно решается в случае, когда электрическая передача позволяет бесступенчато регули­ровать скорость ведомого элемента, при этом выполняется условие

Nrl = М. со= const. (3.4)

д ном 2 2

где М2 и а>2 крутящий момент и угловая скорость ведомого звена передачи; — номинальная мощность приводного двигателя.

ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ

В электрических передачах постоянного тока изменением угловой скорости и крутящего момента электродвигателя производится регули­рованием тока возбуждения. При этом применяют схемы с параллель­ным, последовательным и смешанным включением обмоток возбужде­ния электромашин. В электрических передачах переменного тока эта же задача решается введением преобразователей частоты питания электродвигателей. Регулируемые электропередачи сложны и обладают большой массой. Поэтому чаще применяют более простые и дешевые нерегулируемые электропередачи переменного тока, хотя по своим ха­рактеристикам они близки к механическим передачам.

Механические характеристики электропередач отображают зависи­мости угловой скорости 0)} и мощности /V, от крутящего момента М9, на валу электродвигателя. Различают сверхжесткие, жесткие и мягкие ха­рактеристики электродвигателей. Сверхжесткой характеристикой обла­дает синхронный электродвигатель, питаемый электроэнергией постоян­ной частоты, и специальные двигатели постоянного тока с параллельным возбуждением и автоматическим регулированием угловой скорости. Жесткая характеристика имеет небольшое падение угловой скорости (5- Ю%) при изменении крутящего момента на валу электродвигателя от нуля до номинала. Эта характеристика наблюдается у электродвигате­лей постоянного тока с параллельным возбуждением и у асинхронных электродвигателей с малым сопротивлением в цепи ротора. Мягкая
характеристика имеет большое падение угловой скорости (20% и выше) при изменении нагрузки от нуля до номинала. Такую характеристику имеют электродвигатели постоянного тока последовательного или сме­шанного возбуждения, электродвигатели параллельного возбуждения с большим сопротивлением в цепи якоря, система генератор-двигатель с трехобмоточным генератором, асинхронные электродвигатели с большим сопротивлением в цепи ротора, специальные системы. Графическое изображение механических характеристик электродвигателей разной степени жесткости приведено на рис. 3.2.

Рис. 3.2. Механические характеристики электропередач: 1 — сверхжесткая;

2 — жесткая: 3 — мягкая

Чтобы машина работала, к ее рабочим органам нужно подвести механическую энергию. Вырабатывается эта энергия силовым обору­дованием, а передается — трансмиссией. Совокупность силового оборудо­вания и трансмиссии называют приводом машины. Особенности техноло­гии производства работ, условия эксплуатации и режимы нагружения определяют требования к приводам машин. От технологии зависит после­довательность включения, выключения и реверсирования движения меха­низмов, совмещение их действий. Условия эксплуатации — работа на открытом воздухе в любое время суток и года в различных климатичес­ких поясах и зачастую вдали от населенных мест — определяют требова­ния высокой надежности и ремонтопригодности, доступности мест смаз­ки, возможности контроля и регулировки, работоспособности при боль­ших поперечных и продольных уклонах и в условиях бездорожья. Хоро­ши в эксплуатации конструкции, в которых широко использованы базо­вые машины и стандартные узлы.

Режимы нагружения характеризуются продолжительностью непре­рывной работы привода, частотой включения, закономерностями измене­ния внешней нагрузки и скоростью движения ведомого звена. В основ­ные периоды времени они определяются процессами взаимодействия рабочих органов машин с обрабатываемым материалом, а в переходные — процессами разгона, торможения и реверсирования масс, их подъемом или опусканием. Предпочтение отдают таким приводам, которые обеспе­чивают максимальное использование установленной мощности при вы­соком к. п. д., хорошо воспринимают динамические нагрузки, а также легко и просто управляются и автоматизируются.

По типу и структуре силового оборудования различают приводы с первичными или вторичными двигателями, одномоторные или многомо­торные. Трансмиссии могут быть однопоточными, многопоточными, меха­ническими, гидравлическими, электрическими, пневматическими или ком­бинированными (гидромеханическими, электрогидравлическими и т. п.). Управление приводами бывает ручным, механизированным, автоматиче­ским или полуавтоматическим, ступенчатым или бесступенчатым.

На дорожных машинах в основном применяются приводы с первич­ными двигателями, у которых образующаяся при сгорании топлива энер­
гия непосредственно преобразуется в механическую работу. Машины с такими двигателями автономны, т. е. могут работать вдали от населен­ных пунктов и других источников энергии. К первичным двигателям относятся двигатели внутреннего сгорания и паровые машины. Из-за больших габаритов и массы, а также низкого к. п. д. паровые машины в настоящее время не применяются.

Основными параметрами двигателей внутреннего сгорания, харак­теризующими их работу, является мощность Nd крутящий момент Мд и угловая скорость о)й. Связь между этими параметрами представлена на рис. 3.1, из которого видно, что изменение крутящего момента от нуля до номинала соответствует изменению скорости вращения на 8-12% у дизелей и на 20% у карбюраторных двигателей. Двигатели внутреннего сгорания способны развивать крутящие моменты, превышающие номи­нальное значение. Однако при этом их угловая скорость резко падает. Перегрузочная способность двигателей внутреннего сгорания характе­ризуется коэффициентом приспосабливаемости

1.1

1.3

м.

д ном

(3.1)

где М,

и М, — максимальное и номинальное значения кру- a max о ном г J тящего момента двигателя.

Рис. 3.1. Внешние характеристики двигателей внутреннего сгора­ния: 1 — дизель; 2 — карбюраторный двигатель

Так как этот коэффициент сравнительно мал, двигатели внутреннего сгорания не могут разгоняться под нагрузкой и “глохнут” уже при ско­рости вращения, составляющей 50-60% от номинальной. Поэтому их следует выбирать с некоторым запасом, который характеризуется коэф­фициентом загрузки по мощности

N

, iv Дном

(3.2)

Д max

где N, „„и N, — максимальное и номинальное значения мощности

О fllQX и НОМ

двигателя.

Для дорожных машин принимают k = 0,75-0,9.

В качестве вторичных приводных двигателей применяются асин­хронные электродвигатели, перегрузочная способность которых несколь­ко выше, чем у двигателей внутреннего сгорания.

Трансмиссия включает одну или несколько передач, систему управ­ления и вспомогательные средства. В приводах дорожных машин широ­ко применяются механические передачи. Они имеют высокий к. п. д., надежны в работе и просты в обслуживании. Эти передачи состоят из зубчатых, цепных, ременных и других механизмов, которые образуют ре­дукторы, коробки скоростей, ведущие мосты и т. п. С помощью механи­ческих передач можно подводить энергию не только к одному, а к не­скольким исполнительным механизмам, реверсировать их движение и ступенчато изменять величину скорости и крутящего момента на ведо­мом валу.

Пренебрегая податливостью звеньев, а также влиянием люфтов в сопряжениях, полагают, что кинематические и нагрузочные параметры ведомого вала механических передач не зависят друг от друга и опреде­ляются следующими соотношениями:

<°2 = КЩ и М2 = Т) А/, — (3.3)

где крутящие моменты на входе передачи (вал приводно­

го двигателя) и на выходе; ім — общее передаточное отношение механиз­ма; Г] — общий к. п. д. передачи.

Ввиду невозможности бесступенчатого регулирования скорости вра­щения и крутящего момента, возникновения динамических нагрузок при колебании внешних возмущений, громоздкости и сложности конструк­ции, механические передачи часто заменяются комбинированными — гид­ромеханическими или электромеханическими.

Устройства, предназначенные для соединения валов между собой или валов с находящимися на них деталями и передающих крутящие моменты от одного вала к другому, называются муфтами.

Муфты, осуществляющие постоянные соединения, носят название постоянных (неуправляемых), а те, что позволяют в процессе работы машины разъединять соединяемые детали, — сцепных (управляемых).

Применение постоянных муфт определяется технологическими тре­бованиями изготовления машин, а сцепных — их кинематикой.

Муфты в строительных машинах достаточно разнообразны по своей конструкции, поэтому рассмотрим лишь основные, наиболее распростра­ненные.

Постоянные муфты. Могут быть глухими, предназначенными для соединения строго соосных валов, и компенсирующими — ими соединя­ются валы, имеющие некоторую подвижность или несоосность. Самыми распространенными глухими муфтами являются втулочные и попереч — но-свертные.

Наиболее просты втулочные муфты (рис. 2.19, а). Крутящий момент от ведущего вала 1 на втулку 2 и от нее ведомому валу 4 передается с помощью шпонок 3 или штифтов, а сама муфта в осевом направлении фиксируется установочными винтами 5. Недостаток таких муфт в необ­ходимости большого осевого смещения валов при монтаже и демонтаже.

К наиболее распространенным компенсирующим муфтам относят­ся упругая втулочно-пальцевая и плавающая, или крестовая.

Втулочно-пальцевая муфта (рис. 2.19, б) — поперечно-свертная, со­стоит из двух полумуфт-фланцев 6 и 9, укрепленных на ведущем и ведо­мом валах. В одной из полумуфт закреплены пальцы 7 с надетыми на них резиновыми втулками. Эти втулки входят в цилиндрические отвер­стия второй полумуфты. Таким образом, крутящий момент от одной по — лумуфты к другой передается через упругий элемент — резиновые втул­ки, позволяющие компенсировать незначительную неточность в уста­новке валов. Втулочно-пальцевые муфты широко применяются для со­единения вала электродвигателя с валом передач.

Плавающая муфта (рис. 2.19, в) состоит из двух полумуфт 10 и 12, закрепленных на ведущем и ведомом валах. Между полумуфтами уста­навливается диск 11 с крестообразно расположенными на его торцах двумя выступами, которые входят в соответствующие пазы полумуфт. Если смещение валов незначительно, то перемещение диска выступами по пазам полумуфт при вращении полумуфт компенсирует эту несоос­ность. Такие плавающие муфты позволяют передавать значительные крутящие моменты и широко используются для соединения, например, барабанов лебедок с редукторами их приводов.

Широкое применение, особенно в приводах колесных машин, на­шли так называемые шарнирные муфты (рис. 2.19, г). Они применяются для постоянного соединения валов, работающих под углом один к друго­му, позволяя изменять этот угол при передаче крутящего момента. Такая муфта состоит из двух вилок 13 и 15, соединенных между собой кресто­виной.

Рис. 2.19. Муфты: а — втулочная; б — упругая втулочно-пальцевая; в — плавающая муфта; 1 — ведущий вал; 2 — втулка; 3 — шпонки; 4 — ведомый вал; 5 — установочный винт; 6 — левая полумуфта; 7 — палец; 8 — резиновая втулка; 10 — ось; 11 — диск; 9, 12 — правые полумуфты; 13 — левая вилка; 14 — крестовина; 15 — правая вилка

Сцепные муфты. Применяемые в строительно-дорожных маши­нах сцепные муфты по способу передачи крутящего момента могут быть кулачковыми, зубчатыми, фрикционными и гидравлическими.

Кулачковые и зубчатые муфты обеспечивают постоянную жест­кую связь ведущего и ведомого валов, но не допускают их включения на ходу под нагрузкой и при значительной разнице в угловых скоростях между ведомым и ведущим валами.

Разновидностью кулачковой является зубчатая муфта, в которой передача крутящего момента производится с помощью большого числа
кулачков-зубьев, выполненных на одной полумуфте в виде внутреннего зацепления, а на второй — в виде внешнего с равным первой муфте числом зубьев.

Такие муфты применяются в коробках передач автомобилей, трак­торов и других самодвижущихся машин. Боковые поверхности зубьев в этом случае выполняются обычно, как и в зубчатых колесах, по эволь — вентному профилю, удобному с технологической точки зрения.

Наибольшее применение в качестве сцепных получили фрикцион­ные муфты, в которых крутящий момент передается за счет сил трения.

Рис. 2.20. Схемы фрикционных муфт: а — дисковая; б — конусная; в — цилиндрическая; 1 — ведущая полумуфта; 2 — ведомая полумуфта

а б 6

В зависимости от формы поверхностей трения различают следую­щие фрикционные муфты: дисковые, конусные, ленточные и пневмока — мерные. Схематически устройство этих муфт показано на рис. 2.20, на котором стрелками указано движение ведомой муфты.

Крутящий момент, передаваемый муфтой, зависит от силы трения, разви­ваемой между трущимися поверхностями, и плеча 9 среднего радиуса, на кото­ром приложена эта сила трения. В свою очередь, сила трения определяется нормальным давлением и коэффициентом трения. Для получения макси­мальных значений силы трения в большинстве случаев трущиеся поверхно­сти муфт покрываются специальными фрикционными материалами — компо­зиционными пластмассами, заполнителем в которых является асбест.

Чтобы уменьшить габариты муфт при необходимости передавать значительные крутящие моменты, применяются муфты с несколькими поверхностями трения (многодисковые, двухконусные и т. д.).

В зависимости от назначения усилие прижатия поверхностей тре­ния в муфте может быть постоянным, если выключение муфты произво­дится лишь на короткие промежутки времени, или периодическим, если муфта включается на короткие промежутки времени. Для создания по­стоянного усилия применяются предварительно затянутые пружины. Выключаться и включаться периодически работающая муфта может ры­чажной системой с воздействием на нее мускульной силы человека или (что теперь является основным) с помощью гидравлической или пневма­тической системы управления. В некоторых машинах включение или выключение муфт производится электромагнитными устройствами.

На быстроходных валах, у которых проскальзывание поверхностей трения муфты при включении больше, чем у тихоходных, обычно приме­няются дисковые муфты с несколькими поверхностями трения.

Подшипниками называются детали, которые воспринимают и пере­дают на раму, корпуса или станины опорные реакции, возникающие на цапфах валов и вращающихся осей. Различают подшипники скольже­ния и качения.

Подшипники скольжения. По своей конструкции подшипники скольжения делятся на неразъемные (глухие) и разъемные. Неразъем­ные относятся к простейшим подшипникам, применяемым при неболь­ших угловых скоростях вращения валов и осей.

Выполняются они (рис. 2.16) в виде втулок / из антифрикционных материалов, запрессованных непосредственно в корпусную деталь(раму или станину) или в отдельную деталь, прикрепляемую к раме. Главный недостаток всех этих подшипников состоит в том, что устранить увели­ченный зазор, образуемый в результате износа втулки и цапфы, можно только заменой втулки.

Более современными являются разъемные подшипники, конструкция одного из которых показана на рис. 2.17. Этот подшипник состоит из корпуса 1 и крышки 2, между ними болтами зажаты нижний 4 и верхний 3 вкладыши. Вкладыши подшипника изготавливаются из антифрикцион­ных материалов или покрываются ими по внутренней поверхности.

В разъем между вкладышами перед их расточкой устанавливаются металлические прокладки 5, которые по мере износа трущихся частей уда­ляются, позволяя уменьшить зазор между цапфой и вкладышем.

Рис.2.17. Подшипник скольжения разъемный: 1 — корпус; 2 — крышка; 3 ~ вкладыш верхний; 4 — вкладыш нижний; 5 — набор прокладок

Существует множество и других конструкций подшипников сколь­жения. Однако подшипники скольжения обладают рядом недостатков: большие потери энергии на трение; необходимость использования доро­гих антифрикционных материалов; большие размеры в осевом направ­лении; сложность в эксплуатации. Вместе с тем подшипники скольже­

ния имеют и некоторые неоспоримые преимущества: малые размеры подшипника в радиальном направлении; работоспособность при очень больших скоростях; бесшумность; разъемность; работоспособность в химически активных средах.

Рис. 2.16. Подшипник скольжения глухой: 1 — антифрикционная втулка; 2 — корпус подшипника.

Значительные потери на трение приводят к нагреву подшипников, вследствие чего ухудшается смазка и повышается износ.

Смазка подшипников скольжения может быть местной и централи­зованной, а по характеру действия — периодической и непрерывной. При местной смазке каждый подшипник смазывается отдельным смазочным устройством (масленкой), а при централизованной — одно устройство распределяет смазку между рядом подшипников.

В современных сложных машинах с быстроходными валами основ­ной является централизованная смазка, при которой масло с помощью масляного насоса под давлением нагнетается через масляные фильтры в подшипники. По такой схеме выполняется, например, смазка двигате­лей внутреннего сгорания. Более простым способом непрерывной смаз­ки является смазка разбрызгиванием, широко применямая в различного рода редукторах.

Рис. 2.18. Подшипники качения: а — радиальный однорядный шарико­вый; б — шариковый двухрядный радиальный; в — шариковый упорный; г — роликовый двухрядный сферический (самоустанавливающийся); е — конический радиально-упорный; ж — игольчатый (радиальный).

Подшипники качения. Конструкции подшипников качения ос­новных типов показаны на рис. 2.18. По форме тела качения подшипни­ки делятся на шариковые, роликовые и игольчатые. Роликоподшипники по сравнению с шарикоподшипниками обладают большей нагрузочной способностью. По направлению действия нагрузки, воспринимаемой под­шипником, они делятся на радиальные, упорные и радиально-упорные.

По числу рядов тел вращения подшипники могут быть одно- и двухрядными.

Чтобы ролики или шарики находились на одинаковом расстоянии один от другого, в подшипниках предусмотрены сепараторы, представля­ющие собой штампованные кольца с отверстиями для роликов или ша­риков.

Шариковые подшипники применяют в передачах с малыми и сред­ними нагрузками.

Роликовые подшипники устанавливают в передачах с большими на­грузками, которые могут быть почти в 2 раза больше, чем для шариковых.

Радиальные подшипники предназначены для передачи радиальных усилий при точной установке вала, а радиальные сферические — для тех случаев, когда нельзя гарантировать строгую соосность опор. Роликовые подшипники не допускают нагружения даже незначительными осевыми усилиями.

Основным преимуществом подшипников качения является значи­тельно меньший, чем у подшипников скольжения, коэффициент трения. Так, для шарикоподшипников приведенный коэффициент трения / = 0,001-0,003, для роликоподшипников он примерно вдвое больше, а для подшипников скольжения / = 0,02-0,04. Кроме того, подшипники качения просты в монтаже и обслуживании, расходуют малое количе­ство смазки, имеют сравнительно низкую стоимость и малые габариты в осевом направлении. •

Основными недостатками подшипников качения являются значи­тельные габариты в радиальном направлении, невозможность разъема в осевой плоскости и плохое восприятие ударных нагрузок.

Номинальный размер, определяющий подшипник, — диаметр расточ­ки внутреннего кольца. Подшипники разных серий при одном и том же внутреннем диаметре имеют различные наружные размеры.

Подшипники качения очень чувствительны к абразивному износу. Поэтому они должны быть хорошо изолированы от проникновения пыли. Для этой цели их закрывают крышками или специальными уплотнитель­ными деталями, которые носят название сальников и монтажных уплот­нителей.

Для смазки подшипников качения применяются консистентные смазки и жидкие минеральные масла.

Основные условные обозначения подшипников.

Порядок расположения знаков условных обозначений подшипни^ к°в с внутренним диаметром от 10 до 495 мм следующий:

I___________________________________ серия ширин

Первые две цифры определяют внутренний диаметр подшипника. Обозначения внутренних диаметров подшипников от 10 до 20 мм дол­жны соответствовать указанным в табл. 2.1.

Таблица 2.1.

Внутренний диаметр	Обозначение
подшипника, мм
10	00
12	01
15	02
17	03

Внутренние диаметры подшипников (втулок) от 20 до 495 мм вклю­чительно обозначают частным от деления значения этого диаметра на 5. Обозначения серий по наружному диаметру приведены в табл. 2.2.

Таблица 2.2. Циф­ ра 8:9 1:7 2 5 3 6 4 Серия Сверх легкая Особо легкая Лег­ кая Легкая широ­ кая Сред­ няя Средняя широкая Тяже­ лая

Типы подшипников указаны в табл. 2.3.

Таблица 2.3. Типы подшипников Обозначение Шариковый радиальный 0 Шариковый радиальный сферический Роликовый радиальный с короткими 1 цилиндрическими роликами 2 Роликовый радиальный со сферическими 3 роликами 4 Роликовый игольчатый 6 Шариковый радиально-упорный Роликовый конический 7 Шариковый упорный, шариковый упорно­радиальный 8 Роликовый упорный, роликовый упорно­радиальный 9

Конструктивная разновидность подшипников обозначается двумя цифрами от 00 до 99. Основные конструктивные разновидности подшип­ников определяются по ГОСТ 3395-75.

Примеры условных обозначений подшипников качения (ос­новные обозначения подчеркнуты).

75-3180206 Е Т202: шариковый радиальный однорядный легкой широкой серии с диаметром отверстия 30 мм, имеет два армированных уплотнения, класс точности 5, радиальный зазор по 7-му ряду, сепаратор из пластического материала.

12М42-201: шариковый радиальный однорядный легкой серии с диаметром отверстия 12 мм, класс точности 2, радиальный зазор по 4-му ряду, момент трения по 12-му ряду.

Для поддержания вращающихся деталей (шкивы, зубчатые колеса, звездочки, блоки, катки, барабаны и т. д.) служат оси. Они могут быть вращающимися (вместе с установленными на них деталями) или невра — щающимися (относительно которых вращаются установленные на них детали). Оси воспринимают нагрузку от расположенных на них деталей и работают на изгиб.

Детали, которые в отличие от осей в основном предназначены для передачи моментов, называются валами. Валы, несущие на себе детали, через которые передается крутящий момент, воспринимают от этих дета­лей нагрузки и поэтому работают одновременно на кручение и изгиб.

Оси представляют собой прямые (в большинстве случаев пере­менного сечения) стержни, а валы могут быть как прямыми, так и колен­чатыми и гибкими (рис. 2.15).

-Е

Рис.2.15. Оси и валы: а — невращающаяся ось; б — вращающаяся ось; в — гладкий прямой вал; г — ступенчатый прямой вал; д — коленчатый вал; е — гибкий вал

Оси валов вращающиеся относительно опор, называются подшип­никами. Те части валов или осей, которыми они непосредственно ложат­ся на опоры, называются цапфами. Цапфы, воспринимающие осевую на­грузку, называются пятами. Оси обычно имеют круглое сечение, диаметр которого по длине чаще всего переменен. В результате этого ось чаще всего приобретает форму ступенчатого цилиндра.

Изготавливаются оси обычно из конструкционных или качествен­ных углеродистых сталей, а размеры поперечного сечения осей задаются из условий расчета на прочность по максимальному изгибающему мо­менту. Ось рассматривают при этом как балку на шарнирных опорах.

Во вращающейся оси, даже при постоянной нагрузке, напряжения меняются по симметричному циклу, поэтому при прочих равных условиях она должна иметь больший диаметр, чем неподвижная. Валы, как и оси, изготавливают в основном из углеродистых и легированных сталей.

При расчете валы и оси рассматриваются как балки на шарнирных опорах и рассчитываются на прочность. Определяют величины изгибаю­щих и крутящих моментов в опасных сечениях. Если нагрузки действу­ют в разных плоскостях, то их обычно раскладывают на две взаимно перпендикулярные плоскости.

Для определения результирующего момента изгибающие моменты во взаимно перпендикулярных плоскостях геометрически складывают по формуле:

(2.23)

где М ~ момент от сил, действующих в горизонтальной плоскости; Мв — момент от сил, действующих в вертикальной плоскости. Диаметр валов, работающих на изгиб и кручение, находят по форму­ле:

(2.24)

где Ми — изгибающий момент в сечении;

Мк — крутящий момент в сечении;

[сг| — допускаемое напряжение.

Диаметр осей, работающих только на изгиб (т. е., когда Мк — 0), опре­деляется по формуле (2.25)

(2.25)

Установлено, что величина максимальных прогибов не должна быть больше 0,0003 от расстояния между опорами вала, а в местах установки зубчатых колес — не более 0,03 от величины модуля зацепления. Если валы и оси не отвечают таким требованиям, то их проверяют на жесткость.

Гибкие валы. Для передачи движения между деталями, располо­женными так, что жесткую связь нельзя осуществить (например, для при­
вода вибраторов, механизированных инструментов и других механиз­мов), применяются гибкие валы (рис. 2.15, е).

Эти валы делают из нескольких слоев проволоки, плотно намотан­ных на сердечник, причем каждый слой имеет противоположное направ­ление навивки. Направление навивки наружного слоя противоположно тому, которое должен иметь вал при работе, чтобы проволока не раскру­чивалась, а также, чтобы при вращении вала внутренние слои уплотня­лись. Броня, покрывающая гибкий вал, вместе с ним не вращается. Она обеспечивает заданное направление, защищает вал от повреждений, удер­живает на нем смазку и предохраняет рабочих от захвата валом.

При сравнительно больших межосевых расстояниях, когда нецеле­сообразно использовать зубчатые передачи из-за их громоздкости и ре­менные передачи — в связи с требованиями компактности или постоян­ства передаточного числа, применяются цепные передачи.

Цепная передача состоит из расположенных на некотором расстоя­нии друг от друга двух колес, называемых звездочками, и охватывающей их цепи (рис. 2.14), Вращение ведущей звездочки преобразуется во вра­щение ведомой при сцеплении их со звеньями цепи и передаче окружно­го усилия через натянутую цепь.

Рис. 2.14. Цепная передача: а — общий вид; б — конструкция втулочно­роликовой цепи; 1 — ведущая звездочка; 2 — ведомая звездочка; 3 — наружное звено; 4 — внутреннее звено; 5 — ось; 6 — втулка; 7 — ролик

Цепные передачи, работающие при больших нагрузках и скоростях, помещают в специальные кожухи (картеры), в которых они постоянно и обильно смазываются и защищаются от загрязнения.

Передаточное число цепной передачи определяется, как и в любой передаче, зацеплением:

. ft), d, z,

(2.22)

где z, и г2 — числа зубьев ведущей и ведомой звездочек передачи.

В качестве приводных цепей обычно применяются роликовые, вту­лочные, зубчатые и крючковые.

Втулочно-роликовая цепь (рис. 2.14, б) состоит из наружных 3 и внут­ренних 4 звеньев, соединенных попарно при помощи осей 5 и втулок 6. Каждая пара звеньев свободно поворачивается относительно другой.

В роликовой цепи на втулки надеты ролики 7, которых нет во вту­лочной цепи. Ролики во время набегания на ведущую 1 и ведомую 2 звездочки проворачиваются, уменьшая тем самым износ зубьев.

При больших окружных усилиях применяются двух — и трехрядные роликовые цепи, конструкция которых аналогична рассмотренной.

Детали приводных цепей делаются из специальных сортов легиро­ванных сталей и подвергаются термической обработке, что обеспечивает необходимую прочность И долговечность цепей.

Все цепные передачи требуют постоянного ухода (смазка, регули­ровка) и выходят из строя в основном из-за износа шарниров цепей, который приводит к увеличению шага и удлинению самой цепи.

К достоинствам цепных передач относятся: применимость в широ­ком диапазоне межцентровых расстояний, малые габариты и масса, про­стота замены и высокий КПД.

К недостаткам — возможность внезапного обрыва, удлинение вслед­ствие износа и необходимость натяжных устройств, неравномерность скорости, особенно при Малом числе зубьев звездочки.

Появление зубчатой передачи относится к глубокой древности. Из­готавливались они тогда из дерева. Меньшее колесо имело шесть стерж­ней (окружность легко делится на шесть частей), откуда и пошло название шестерня, а большое колесо получило название зубчатого.

Эти названия сохранились в русской технической терминологии и до настоящего времени.

Колеса зубчатых передач в зависимости от расположения их гео­метрических осей могут быть цилиндрическими, коническими или вин­товыми.

Передача цилиндрическими колесами (рис. 2.11, а) применяется при параллельном расположении осей, коническими (рис. 2.11, б) — при пересекающихся осях и винтовыми (рис. 2.11, в) — при перекрещи­вающихся. Передачи цилиндрическими колесами могут быть внешнего (рис. 2.11, а) и внутреннего зацепления (рис. 2.11, г) В первом случае зубчатые колеса вращаются в противоположные стороны, а во втором — в одну и ту же.

Рис. 2.11. Виды зубчатых передач: а — цилиндрическая внешнего зацепления; б — коническая; в — винтовая; г — цилиндрическая внутреннего зацепления

а

6

6

г

Во всех случаях вращение ведущего зубчатого колеса преобразует­ся во вращение ведомого зубчатого колеса через нажатие зубьев перво­го на зубья второго.

Профиль зубьев обычно выполняется по эвольвенте, очертание ко­торой обеспечивает равномерное вращение колес, а следовательно, и по­стоянное передаточное число.

Эвольвентное зацепление показано на рис. 2.12. Окружности, про­веденные из центров зубчатых колес и катящиеся одна по другой без скольжения, называются начальными.

Рис. 2.12. Эволъвентное зацепление: а — цилиндрическими колеса­ми; б — реечное зубчатое; 1 — профиль зуба; 2 — линия зацепления;

3 — ножка; 4 — впадина; 5 — головка; 6 — межосевая линия;

7 — окружность впадин; 8 — начальная окружность; 9 — окруж­ность выступов; 10 — прямая выступов; 11- прямая впадина;

12 — начальная прямая.

Окружность, проведенная по вершинам зубьев, называется окруж­ностью выступов, а окружность, описанная по впадинам, называется ок­ружностью впадин.

Части зубьев между начальной окружностью и окружностью выс­тупов называются головками зубьев, а нижние части, между начальной окружностью и окружностью впадин — ножками зубьев.

Расстояние между одноименными точками двух соседних зубьев, изме­ренное по дуге начальной окружности, называется шагом зацепления.

Основным параметром зубчатого зацепления является величина, называемая модулем зацепления. Измеряется модуль в миллиметрах и представляет собой отношение шага зацепления к числу л:

т — — — (2.16)

л

Длина начальной окружности равна произведению шага на число зубьев:

nd = tz, (2.17)

отсюда диаметр начальной окружности

d= — z = mz (2.18)

л

Высота головки зуба h в стандартном зацеплении равна т. Поэто­му диаметр окружности выступов, то есть наружный диаметр колеса,

D = т(г+ 2).

Высота ножки зуба h2 для обеспечения зазора между головкой зуба и дном впадины делается больше модуля и зависит от точности изготов­ления зубчатого колеса или шестерни.

Обычно высота ножки зуба h2 = 1,25т.

Качение колес зубчатой передачи происходит без проскальзывания, отсюда

. d7 z2

(2.19)

то есть передаточное число зубчатой пары равно отношению числа зу­бьев ведомого колеса к числу зубьев шестерни.

Для преобразования вращательного движения в поступательное (например, реечный домкрат) часто используют зубчатое зацепление, у которого радиус колеса бесконечно велик. Такое зацепление показано на рис. 2.12, а и носит название реечного зубчатого. В нем зацеплении начальная окружность шестерни перекатывается без скольжения по на­чальной прямой рейке; эвольвента зубьев приобретает прямолинейную форму, а зубья получают форму трапеции с углом наклона боковых сто­рон, равным углу зацепления.

Все цилиндрические зубчатые передачи обладают постоянством передаточного числа, компактностью и большим диапазоном передавае­мых мощностей. Коэффициент полезного действия этих передач зависит от точности и чистоты поверхности зубьев, а также от способа смазки и находится для закрытых передач в пределах г)= 0,97-0,99.

Для передачи вращающего момента между валами, оси которых пе­ресекаются под углом, применяются конические передачи.

Наибольшее распространение имеют передачи с межосевым уг­лом 8 = 90° (рис. 2.12, б). Зубья конических колес могут быть пря­мыми, косыми или криволинейными. Их профили выполняются так­же по эвольвенте, но сечение зуба уменьшается по мере приближе­ния к вершине конуса. Поэтому шаг и модуль зуба по его длине меняются, имея наибольшее значение на максимальных диаметрах начальных конусов.

Передаточное число пары конических зубчатых колес определяет­ся так же, как и в цилиндрических колесах:

со, d, г,

г=77 = Т= (2.20)

о)2 a, z.

При работе конической зубчатой передачи всегда возникают значи­тельные осевые усилия, которые должны быть восприняты опорами. Естественно, это вызывает дополнительные потери на трение, из-за кото­рых КПД конических передач несколько ниже, чем цилиндрических: Г] равен 0,94….0,96.

При необходимости получения большого передаточного числа в передаче крутящего момента между скрещивающимися валами применя­ются передачи, которые носят название червячных (рис. 2.13).

Рис. 2.13. Червячная передача: 1 — червяк; 2 — червячное колесо.

Червячная передача представляет собой зубчато-винтовую переда­чу и состоит из червяка — винта с трапецеидальной резьбой — и червяч­ного колеса — косозубого колеса с зубьями специальной формы.

При вращении червяка его витки, находящиеся в контакте с зубьями колеса, давят на них и заставляют поворачиваться колесо. Для обеспечения постоянного и равномерного движения необходимо, чтобы осевой шаг червя­ка был равен торцевому шагу червячного колеса. В этих передачах за каждый оборот червяка колесо поворачивается на один зуб при однозаходной резьбе, на два зуба — при двухзаходной резьбе и т. д. С помощью таких передач можно получить передаточное число больше 200 (обычно — 50-60).

Передаточное число червячной передачи

г = — = — ’ (2.21) z„ пк

где z — число заходов червяка; г — число зубьев колеса; п — число оборотов червяка; п — число оборотов колеса.

Возможность получения большого передаточного числа, компакт­ность, плавность и бесшумность являются неоспоримыми достоинствами червячной передачи.

Существенный ее недостаток — низкий коэффициент полезного действия г равный 0,7-0,75. Постоянно работающая червячная пара по­требляет значительную мощность, выделяет большое количество тепла и требует обязательного интенсивного охлаждения. Этим объясняется сравнительно редкое применение червячных передач особенно в меха­низмах, передающих большие мощности.

Червячные передачи обычно отличаются свойством самоторможе­ния. Это свойство используется в грузоподъемных устройствах. Если бы привод барабана, с помощью которого поднимается груз, имел, на­пример, зубчатую передачу, то пришлось бы устанавливать тормозное устройство, чтобы груз не опускался. При наличии самотормозящейся червячной передачи обратного движения быть не может.

Если необходимо получить большие передаточные числа, обычно прибегают к многоступенчатым зубчатым передачам в основном с цилиндрическими зубчатыми парами. Такие многоступенчатые переда­чи называются редукторами. Редукторы выпускаются промышленнос­тью как самостоятельные изделия. Они стандартизированы и могут быть установлены в любой машине в соответствии со своими пара­метрами. Редукторы выпускаются одно-, двух-, трех — и многоступенча­тыми с различными зубчатыми передачами (цилиндрическими, червяч­ными, коническо-цилиндрическими и т. д.). Основными параметрами ре­дукторов являются передаваемая мощность, передаточное число и ско — ростьювращения ведущего вала.

В редукторах передачи располагаются внутри корпусов специаль­ной конструкции. Нижняя часть корпуса редуктора обычно заполняется маслом, уровень которого контролируется. При вращении колес часть из них, окунаясь в масляную ванну редуктора, поднимает масло и разбрыз­гивает его, обеспечивая смазку трущихся поверхностей.

Корпусы редукторов снабжаются опорными лапами для крепления к фундаментам или рамам, или рым-болтами для монтажа и ребрами для увеличения теплоотдачи и жесткости.

Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, распо­ложенных на некотором расстоянии друг от друга и соединенных между собой натянутым бесконечным ремнем на них (рис. 2.10, а). Благодаря трению, развиваемому между ремнем и шкивами, вращение ведущего шкива передается ведомому.

В зависимости от формы поперечного сечения ремней различают плоскоременные (рис. 2.10, б), клиноременные передачи (рис. 2.10, в) и передачи круглым ремнем (рис. 2.10, г).

6

г

б

Рис.2.10. Ременная передача.

Клиновые ремни в сечении имеют форму трапеции, которая своими боковыми поверхностями касается боковых поверхностей канавок шки­ва. Глубина канавки делается больше высоты сечения ремня, чтобы между нижним основанием сечения ремня и дном канавки был зазор. Этим обеспечивается заклинивание ремня в канавке, увеличивается сцепле­ние, а следовательно, и тяговая способность передачи. Клиноременная передача обладает плавностью и бесшумностью, малыми габаритами и возможностью передавать большие усилия вследствие параллельной установки необходимого количества ремней. Кроме того, как и всякая ременная передача, клиноременная предохраняет механизм от перегруз­ки за счет эластичности ремней и возможности их проскальзывания. В то же время свойство клиноременной передачи исключает постоянство передаточного числа и практически исключает возможность передавать очень большие мощности.

Различное натяжение ведущей и ведомой ветви ременной передачи приводит к обязательному упругому проскальзыванию ремня относительно шкива, из-за чего передаточное число этой передачи имеет следующий вид:

. _ Щ _ ni _ D2

1 а>2 п2 D,(l-£) (2.15)

где /}, и D2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов; є — коэффициент

скольжения, зависящий от упругости и степени натяжения ремня.

При применении стандартных резинотканевых клиновых ремней коэф­фициент скольжения колеблется от 0,01 до 0,02.

Передачей называется устройство, предназначенное для передачи механической энергии на расстоянии. В зависимости от способа переда­чи энергии различают передачи механические и передачи с преобразо­ванием энергии (гидравлические, электрические и пневматические). В строительных и дорожных машинах наиболее распространенными явля­ются механические и гидравлические передачи. Передачи не только пе­редают движение, но изменяют скорость, а иногда характер и направле­ние движения.

В каждой передаче тело, которое передает мощность, называется ведущим, а тело, которому передается эта мощность, ведомым.

В зависимости от способа передачи движения от ведущего тела вращения ведомому различают передачи трением с непосредственным контактом тел вращения и зацеплением, а также передачи с гибкой свя­зью (рис. 2.9). Передачи трением с непосредственным контактом тел вращения носят название фрикционных (рис. 2.9, а), а с гибкой связью — ременных (рис. 2.9, б).

Передачи зацеплением при непосредственном контакте могут быть зубчатыми (рис. 2.9, в) или червячными (рис. 2.9, г), а с гибкой связью — цепными (рис. 2.9, д).

Основным параметром любой передачи является передаточное число, под которым понимают отношение угловой скорости ведущего тела пе­редачи к угловой скорости ее ведомого тела или соответствующее отно­шение чисел оборотов:

. п

=_ (27) со2 п2

При і > 1 ведомый вал передачи вращается медленнее ведущего, а при — і < 1 наоборот^Зыстрее ведущего. В строительных машинах в большинстве применяются в большенстве передачи, у которых і > 1, то есть замедляющие. Это необходимо для уменьшения скорости движения рабочего органа машины при больших угловых скоростях вала двигате­ля или для увеличения крутящего момента.

Рис. 2.9. Механические передачи: а — фрикционная; б — ременная; в — зубчатая; г — червячная; д — цепная.

Во многих случаях одной парой тел вращения нельзя обеспечить требу­емое передаточное число. Тогда применяют ряд последовательно соединен­ных передач — так называемую многоступенчатую передачу, в которой ведо­мый вал первой пары является ведущим для второй и т. д.

Общее передаточное число такой передачи равно произведению передаточных чисел отдельных ступеней: для трехступенчатой передачи его можно записать как:

. … «л. ".

h6m=hhh =———————————————————————— (2.8)

ft), С02 ft)3

Здесь г; — передаточное число ременной передачи; г2, i3 — переда­точные числа первой и второй пары зубчатых колес.

В замедляющих передачах крутящий момент на ведомом валу все­гда больше, чем на ведущем, так как снижение скорости обеспечивает увеличение силы.

Как известно из теоретической механики, для одного и того же вала крутящий момент М, передаваемая мощность N и угловая скорость свя­заны зависимостью:

N

— (2.9)

(О

Для первого вала эту зависимость можно записать как М{ — Nx/cov для второго — М2 = N2/а>2 и т. д.

Разделив второе выражение на первое, получим:

М2 г, N2 ®1

Мх~ Щ(02’нш 2“ 1 Nt’co2 (2.10 и 2.11)

Очевидно, отношение Nj N і представляет собой коэффициент по­лезного действия передачи г], а 0)х/со2 — передаточное число.

Следовательно,

М

Мг =Ml-T]i, a Мх= —- (2.21 и 2.13)

і Г]

Для многоступенчатой передачи это можно записать следующим образом:

Мп =М, 1о6щ %6щ’ (2.14)

где £общ и ^общ представляют собой соответственно передаточное число и коэффициент полезного действия всех ступеней передачи.

Следовательно, в замедляющих передачах на каждом последую­щем валу крутящий момент будет возрастать, а мощность, вследствие потерь на трение в подшипниках и в самой передаче, уменьшаться.