Курс лекцій з деталей машин - файл Деталі Машин - Конспект лекцій.doc



Курс лекцій з деталей машин
скачать (2455.8 kb.)
Доступные файлы (1):
Деталі Машин - Конспект лекцій.doc4854kb.13.08.2010 13:21скачать
содержание

Деталі Машин - Конспект лекцій.doc

1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   16
Реклама MarketGid:

^ РОЗРАХУНКИ ДЕТАЛЕЙ МАШИН НА МІЦНІСТЬ

Оцінка міцності деталей при простих деформаціях

Найрозповсюдженішим методом оцінки міцності деталей машин є порівняння розрахункових напружень, які виникають у деталях при дії експлуатаційних навантажень, із допустимими напруженнями для призначеного матеріалу цих деталей.

У загальному вигляді умови міцності записують такими співвідно­шеннями:

σ ≤ [σ] або τ ≤ [τ], (1)

де σ , [σ] – відповідно розрахункове і допустиме нормальне напру­ження;

τ , [τ] – те саме, дотичне напруження.

Розрахункове напруження визначається залежно від виду дефор­мації в небезпечному перерізі деталі. Приклади простих видів дефор­мації деталей показані на рис. 4.1.



Умови міцності з урахуванням виду деформації записують у та кому вигляді:

при осьовому розтягу (рис. 4.1, а) або стиску σp = F/A ≤ [σ]р; (2)

при згині (рис. 4.1, б) σ = M/W0 ≤ [σ]; (3)

при крученні (рис. 4.1, в) τ = T/Wp ≤ [τ]; (4)

при поверхневому зминанні деталей (рис. 4.1, г) σзм = F/ A ≤ [σ ]зм; (5)

при зсуві або зрізі (наприклад, для циліндричного пальця на рис. 4.1, д)

τ з = F/A ≤ [τ]з; (6)

У записаних формулах взято такі позначенняі F – сила; М – згинальний момент; Т – крутний момент; А – площа перерізу (поверхні зминання); W0 – осьовий момент опору перерізу; Wp – по­лярний момент опору перерізу деталі.

Для розповсюджених форм перерізів деталей момент опору визна­чають за формулами:

круглий переріз діаметром d

W0 = π·d 3/32 ≈ 0,1d 3; Wр = π·d 3/16 ≈ 0,2d 3;

прямокутний переріз із розмірами b x h (сторона з розміром h пер­пендику–лярна до нейтральної осі О – О перерізу)

W0 = b·h2/6.

При одночасній дії в перерізі деталі напружень згину, розтягу (стиску) і кручення на основі гіпотези найбільших дотичних напру­жень для сталевих деталей визначають еквівалентне напруження, а умову міцності записують у вигляді

(7)

Крім звичайних видів руйнування деталей, спричинених розгля­нутими вище деформаціями, на практиці мають місце випадки лока­лізованого руйнування їхніх поверхонь. Це руйнування пов'язане з контактними деформаціями і напруженнями.

Розглянемо деякі положення до розрахунку контактної міцності деталей без виведення основних формул, які даються в курсі «Тео­рія пружності», що будемо використовувати надалі як вихідні за­лежності для розрахунків на міцність деяких деталей машин.

Контактні напруження виникають у зоні контакту двох деталей у тому разі, коли контакт початково ненавантажених деталей здій­снюється по лінії або в точці (стиск двох циліндрів із спільною твір­ною, циліндра і площини, двох сферичних поверхонь та ін.).

Якщо контактні напруження більші за допустимі, то на поверх­нях деталей можуть виникнути вм'ятини, борозни або дрібні ракови­ни. Подібні пошкодження спостерігають на робочих поверхнях зуб­ців зубчастих коліс, на бігових доріжках кілець підшипників кочен­ня, на колесах і рейках рейкових транспортних засобів та ін.

Для двох характерних випадків умови контактної міцності та ін­ші розрахункові залежності записують так:

1.Початковий контакт деталей по лінії (два циліндри з пара­лельними осями, циліндр та площина). На рис. 4.2, а показано при­клад навантаження двох циліндрів контактним тиском qн = Fн / ℓк.



Під навантаженням лінійний контакт перетворюється в контакт по вузькій площині. В цьому разі максимальне контактне напруження визначають за формулою Герца і відповідно умову контактної міцності записують у вигляді

, (8)

де ZM – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів деталей, що знаходяться в контакті; ρзв – зведений радіус кривини поверхонь деталей у зоні їхнього контакту.

Коефіцієнт , (9)

де Е1 і Е2 – модулі пружності матеріалів деталей; μ1 і μ2 – відповідно коефіцієнти Пуассона.

Якщо деталі виготовлені з однакового матеріалу (Е1 = Е2 = Е і μ1 = μ2 = μ ), то коефіцієнт ZM можна визначити за спроще­ною формулою

. (9а)

Для окремого випадку сталевих деталей (Е = 2,15·105 МПа; μ = 0,3) дістанемо ZM == 275 МПа1/2.

Зведений радіус кривини поверхонь деталей визначають за спів­відношеннями (знак плюс для зовнішнього контакту за рис. 4.2, а і знак мінус для внутрішнього контакту за рис. 4.2, б)

1/ρзв = 1/ρ1 ± 1/ρ2, (10)

У випадку контакту циліндра радіусом ρ1 з площиною (ρ2 = ∞) маємо ρзв = ρ1.

Умова контактної міцності (8) справедлива не тільки для круго­вих, а й для довільних циліндричних поверхонь деталей. Для останніх ρ1 і ρ2 будуть радіусами кривини цих поверхонь у точках їхнього контакту.

2. Початковий контакт деталей у точці (дві кулі, куля і площина).

У разі стискання двох куль силою FH (рис. 4.2, б) точковий контакт перетворюється в контакт по круговій площині. При цьому максималь­не напруження в зоні контакту і відповідна умова контактної міцнос­ті мають вигляд

, (11)

де Z'M – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріа­лів деталей;

рзв – зведений радіус кривини поверхонь деталей.

Коефіцієнт . (12)

В окремому випадку, коли деталі виготовлені з однакового матеріалу

1 = Е2 = Е і μ1 = μ.2 = μ), коефіцієнт Z'M можна визначити за спрощеною формулою

. (12а)

Для сталевих деталей маємо Z*M = 1755 МПа2/3.

Розглянуті вище залежності дозволяють визначити розрахункові напруження в перерізах деталей або на поверхні їхнього контакту за діючими навантаженнями і конкретними розмірами деталей. Щоб дістати значення допустимих напружень, потрібно знати характер зміни діючих напружень у часі і з урахуванням цього характеру, а також механічних характеристик матеріалу деталей можна визначи­ти граничні напруження і відповідні їм допустимі напруження.

^ Зміна напружень у часі

Під час дії на деталь постійного за модулем та напрямом наванта­ження в ній виникають постійні напруження. Якщо модуль або на­прям навантаження щодо деталі змінюється в часі, то і напруження в деталі будуть мінятися в часі. Наприклад, змінні в часі напруження будуть тоді, коли навантаження постійне, але змінюється положення деталі щодо напряму навантаження (постійна за модулем і напрямом поперечна сила на вісь, що обертається, спричинює в перерізах цієї осі змінні в часі напруження).

Змінні напруження, що виникають у деталях машин, у більшості випадків змінюються в часі періодично.

На рис. 4.3 показаний гра­фік можливої періодичної зміни нормального σ чи дотичного τ на­пруження в часі t.



Сукупність всіх напружень за один період зміни їх називається циклом напружень. Цикл напружень характеризується максимальним σmax і мінімальним σmin напруженнями, а також амплітудою напружень σа та коефіцієнтом асиметрії циклу R. Середнє напруження σm циклу дорівнює алгебраїчній півсумі максимального і мінімального напружень:

σm = 0,5(σmax + σmin). (13)

Амплітуда напружень σa циклу –це алгебраїчна піврізниця максимального та мінімального напружень:

σa = 0,5(σmax – σmin). (14)

Відношення мінімального напруження циклу до максимального, взяте з відповідним знаком, називається коефіцієнтом асиметрії циклу

R = σminmax. (15)

Практичне застосування в розрахунках деталей машин знаходять: постійне напруженняm = σ; σа = 0; R = 1), симетричний m = 0; σа = σmax; R = –1) і пульсуючийm = 0,5σmax; σа = 0,5·σmax; R = 0) цикли напружень. Усі інші цикли напружень можуть бути зведені до певної сукупності названих трьох циклів.

Відомо, що змінні напруження спричинюють явища втоми матері­алу деталей. Характеристикою міцності матеріалу в цьому випадку виступає границя витривалості σR (відповідно σ–1, τ–1 для симетрич­ного і σ0, τ0 для пульсуючого циклів).



^ Визначення граничних напружень

Вихідною для визначення граничних напружень має бути одна з нормативних механічних характеристик матеріалу:

а) для постійно діючих напружень: границя текучості σтт) – для пластичних матеріалів і границя міцності σВв) – для крихких матеріалів;

б) для змінних у часі діючих напружень: границя витривалості σrr).

Нормативні механічні характеристики дістають в лабораторних умовах для стандартних зразків матеріалів. Оскільки розміри, фор­ма, умови виготовлення і роботи реальних деталей можуть значно відрізнятися від зразків, результати лабораторних випробувань не можна безпосередньо використовувати в розрахунках без відповід­них поправок. Із переходом від нормативних значень механічних характеристик до граничних напружень для реальних деталей треба враховувати деякі фактори.

^ Вплив абсолютних розмірів деталі (масшабний фактор). Досвід показує, що зі збільшенням розмірів деталей внаслідок зміни віднос­ного впливу поверхневого шару матеріалу і збільшення неоднорід­ності його властивостей характеристики міцності матеріалу мають тенденцію зменшуватись. Зменшення характеристик міцності врахо­вують коефіцієнтами Kd впливу абсолютних розмірів:

σтд = Kdт σт, σвд = KdВσB, σ–1д = Kdσ–1 (16)

Тут індексом «д» позначені характеристики міцності деталі.

Більш детальні відомості про коефіцієнт Kd можна знайти у відповідній довідковій літературі.

^ Вплив форми деталі. Великий вплив на міцність деталей, особливо при циклічно змінних напруженнях, має місцева зміна форми деталей і пов'язане з цим явище концентрації напружень. У місцях різкої зміни форми деталей

(отвори, надрізи, галтелі, проточки), які називають концентраторами напружень, виникають місцеві піки напружень (рис. 4.6,а–в).



Відношення найбільших напружень у зоні концентрації σкк) до номінальних напружень (з урахуванням послаблення перерізу кон­центратором) називається теоретичним коефіцієнтом концентрації напружень:

ασ = σк/σ; ατ = τк/τ. (17)

Безпосереднє використання коефіцієнтів ασ і ατ в інженерних розрахунках не дає задовільних результатів. Досвід показує, що внаслідок виникнення в зоні концентрації об'ємного напруженого стану, впливу пластичних властивостей та ефекту зміцнення реаль­них матеріалів максимуми напружень згладжуються, і зменшення міц­ності матеріалу в зоні концентрації визначається не теоретичними ко­ефіцієнтами ασ і ατ, а так званими ефективними коефіцієнтами кон­центрації напружень, які безпосередньо повинні вводитись у розра­хунок. Ці коефіцієнти – відношення механічних характеристик ма­теріалів, добутих для гладких зразків, до тих же характеристик зраз­ків з тим чи іншим концентратором. Так, для статичних випробувань

К= σввк; K = τввк (18)

а для випробувань на втому із симетричним циклом

Кσ = σ–1–1к ; Кτ = τ–1–1к . (19)

Між теоретичними та ефективними коефіцієнтами концентрації напружень існують такі співвідношення:

ασ >>Кσ і ατ >> Кτ .

Для пластичних матеріалів та крихких із значною внутрішньою неоднорідністю (чавун, деякі види кольорового литва) при постій­них напруженнях ефективні коефіцієнти концентрації напружень K і K близькі до одиниці. Тільки для крихких матеріалів із одно­рідною структурою (загартована сталь) K і K можуть досягати значень 1,3–1,4.

Дуже висока чутливість матеріалів до концентрації напружень при циклічно змінних напруженнях. У цьому випадку ефективні коефіцієнти концентрації напружень можуть досягати значень 2,5–3,0 і більше.

^ Вплив стану поверхні деталі і поверхневого зміцнення. При постій–но діючих напруженнях стан робочих поверхонь деталей має незнач­ний вплив на їхню міцність. При змінних напруженнях руйнування деталей пов'язане з появою втомних тріщин, які здебільшого виника­ють у поверхневих шарах матеріалу. В цьому випадку будь–яке пош­кодження поверхні деталі спричинює появу концентрації напружень та зменшення границі витривалості σR . Таке зменшення σR більш помітне для матеріалів із високою границею міцності σв.

Обернену дію має спеціальне зміцнення поверхні деталей накле­пуванням (наприклад, обдуванням сталевими кульками), поверхне­вим гартуванням СВЧ, цементацією чи азотуванням. Для деталей із поверхневим зміцненням поверхні коефіцієнт зміцнення можна бра­ти Кзм = 1,20... 1,50 (менші значення для високоміцних сталей та де­талей великих розмірів, більші – для деталей із високими пластич­ними властивостями та деталей малих розмірів).

Для деталей із полірованою поверхнею Кзм = 1, а для деталей, що мають поверхні, оброблені різцем (точіння, фрезерування), Кзм = 0,75...0,90. Найменше значення коефіцієнт зміцнення має для де­талей, які працюють в агресивному середовищі (наприклад, для де­талей, які працюють у морській воді, Кзм = 0,15...0,40).

Вплив строку служби деталі та режиму навантаження. Строк служби деталей, що знаходяться під дією постійних напружень, виз­начається випадковими пошкодженнями при перевантаженнях, ко­розійним чи абразивним спрацюванням, моральним старінням кон­струкції або іншими обставинами, які слід враховувати в кожному конкретному випадку на основі накопиченого досвіду експлуатації подібних елементів машин.

При роботі деталей в умовах циклічно змінних напружень строк служби h суттєво впливає на граничні напруження. Кожний цикл напружень викликає в матеріалі деталі накопичення фізичних змін, які спричинюють виникнення мікроскопічних тріщин, розвиток яких обумовлює поломки – руйнування втомного характеру.



Відомо, що циклічні напруження високих рівнів руйнують деталі при малому числі циклів, а напруження низьких рівнів – деталі при високому числі циклів. Взаємозв'язок між максимальним напру­женням циклу σmах із коєфіцієнтом асимєтрії R і числом циклів Nц , при якому відбувається руйнування матеріалу деталі, встановлю­ється за допомогою спеціальних експериментальне добутих графіків, які називаються кривими втоми матеріалу, або кри­вими Веллера. Крива втоми будується для різних матеріалів з попе­редньо заданою ймовірністю неруйнування. Для однорідних сталей крива втоми має вигляд, показаний на рис. 4.7, а.

Криві втоми мають дві ділянки: криволінійну, що лежить ліво­руч від точки N0, і близьку до горизонтальної – праворуч від цієї точ­ки. Це чіткіше видно на графіку, побудованому в системі координат

σmах – lg · Nц (рис. 4.7, б).

Число циклів напружень N0, що відповідає переходу кривої втоми в горизонтальну ділянку, називається базою випробу­вань, а відповідне йому напруження σRдовгочасною або необмеженою границею витривалості мате­ріалу.

Найбільше напруження циклу, яке із заданою ймовірністю не­руйнування може витримати матеріал при числі циклів NN < N0, називається обмеженою границею витривалості, яку будемо позначати σN (рис. 4.7).

Для ряду матеріалів і умов навантаження криві втоми не мають горизонтальної ділянки. В таких випадках можна говорити лише про обмежену границю витривалості матеріалів.

Криволінійна ділянка кривої втоми може бути апроксимована рів­нянням

Nц·σіm = const, (20)

де показник степеня для сталей m = 6... 10 характеризує нахил кривої втоми.

Враховуючи рівність (20), можна встановити взаємозв'язок між необмеженою σR і обмеженою σN границями витривалості:

,

Звідки , (21)

де kl – коефіцієнт довговічності, що визначається за виразом

. (22)

Число циклів Nц напружень пов'язане із строком служби h дета­лі. Якщо строк служби задано (h, год) і відома при постійному наван­таженні частота зміни напружень за одиницю часу n, с–1 (у більшості випадків дорівнює або кратна числу обертів чи ходів машини), то легко обчислити повне число циклів зміни напружень за весь строк служби деталі за виразом Nh = 3600nh. У випадку Nh < N0 діста­немо KL> 1, σN > σR і розрахунок доцільно виконувати за обме­женою границею витривалості. Якщо Nh > N0, то коефіцієнт дов­говічності KL , беруть рівним одиниці і відповідно σN = σR (при на­явності горизонтальної ділянки на кривій втоми матеріалу).

Викладені міркування можуть бути основою для розв'язування оберненої задачі, тобто для визначення строку служби деталей, коли відомі їхні розміри, матеріал і умови навантаження.

Розглянемо тепер визначення коефіцієнта довговічності KL для випадку змінного в часі навантаження і відповідних цьому наванта­женню змінних напружень протягом строку служби деталі.

Нехай протягом часу h1 деталь працює при напруженнях σ1 із частотою зміни цих напружень n1 (рис. 4.8, а), протягом часу h2 – при напруженнях σ2

з частотою n2 і т. д. За кожний період h1 h2, ..., hі число циклів напружень відповідно буде

Nц1 = n1·h1 ; Nц2 = n2·h2; Nці = nі·hі;

а загальне число циклів за строк служби деталі

N= ∑Nц і = ∑nіhі = nEh, (23)

де пЕ – деяка еквівалентна частота зміни напружень.

Вести розрахунок за найбільшими діючими напруженнями σ1 і за числом циклів N було б невірно, оскільки напруження σ1мають Nц1 циклів, що значно менше N. Такий розрахунок призвів би до невиправданого збільшення розмірів деталі.

У даному разі розрахунок будують на так званому принципі лі­нійного підсумовування пошкоджень. Суть цього принципу можна сформулювати так: загальна кількість пошкоджень, накопичених в матеріалі деталі явищами втомного руйнування, дорівнює сумі пошкоджень за різні періоди роботи при різних рівнях напружень. Цей принцип наближено виражається такою залежністю:

∑ Nці /N ≈ 1 (24)

де Nці – число циклів дії деякого напруження σі; N – число цик­лів до руйнування при цьому ж напруженні.

На основі рівності (24) складний характер зміни напружень можна звести до напруження постійного рівня

σ = σmах = σ1, з ек­вівалентним числом циклів NE < N і діючого протягом часу h, або до деякого еквівалентного напруження σЕ < σ1 але з числом циклів N протягом часу h.

На практиці в більшості випадків використовують зведення склад­ного характеру зміни напружень до напруження постійного рівня σ = σmах з еквівалентним числом циклів NE (рис. 4.8, б).

Помножимо чисельник і знаменник у рівності (24) на σіm :

∑( Nці · σіm)/(N · σіm) = 1.

У знаменнику маємо постійну величину, яку відповідно до рівняння кривої втоми змінимо на N0σRm і винесемо з–під знаку суми: ∑Nці · σіm = N0 · σRm = const. (25)

На основі залежності (25) дію всього комплексу напружень протягом розрахункового строку служби замінимо дією максимального напруження з еквівалентним числом циклів NE :

∑Nці · σіm = NE · σmахm. (26)

Звідси еквівалентне число циклів напружень

NE = ∑(σі mах)m · Nці = ∑(σі mах)m · nі · hі = nE · h∑(σі mах)m · (nі/nЕ) · (hi/h).

Враховуючи співвідношення (23), а також позначивши

КЕ = ∑(σі mах)m · (nі/nЕ) · (hi/h); (27)

дістанемо кінцеву формулу для визначення еквівалентного числа циклів

NE = KE · N. (28)

Величина КЕ називається коефіцієнтом інтенсивності змінних напружень. Оскільки при напруженнях, спричинених змінним наван­таженням, КЕ < 1 відповідно NE < N– У даному випадку коефіцієнт довговічності згідно з формулою (22) буде виражатись таким чином: (29)

Відношення напружень σі mах у (27) можна замінити відношен­ням відповідних навантажень Fі/F або Tі/T. При цьому якщо σі залежить від Fі лінійно, що має місце в більшості практичних ви­падків, то показник степеня m у (27) залишається без змін. Якщо ж σі виражається через Fі у вигляді , наприклад при виз­наченні контактних напружень у деталях із лінійним контактом, то показник степеня повинен бути заміненим на m/2. Відповідно до цього коефіцієнти інтенсивності напружень КЕ можна виразити через навантаження і характеризувати інтенсивність їх протягом строку служби деталі.

Для розрахунків деталей при деформаціях розтягу, згину або кручення

KE = ∑(Ft/F)m · (nі/nE) · (hi/h);

KE = ∑(Тt/Т)m · (nі/nE) · (hi/h). (30)

Для розрахунків на контактну міцність деталей з лінійним кон­тактом

KНЕ = ∑(Ft/F)m/2 · (nі/nE) · (hi/h). (31)

Коефіцієнти інтенсивності навантаження при типових режимах навантаження деталей машин (див. рис. 2.3) наведені в табл. 4.1 для випадку, коли частота напружень не змінюється із зміною наван­таження, тобто nі/nE = 1.

Деякі відомості про значення показників степеня m кривої втоми для різних матеріалів, а також бази випробувань N0 наведені в табл.

^ Граничні напруження. На основі даних про вплив різних факторів на граничні напруження в деталях машин і з урахуванням вихідного значення однієї з нормативних механічних характеристик матеріалу можна записати формули для визначення граничних напружень σlim реальної деталі:

для деталей з пластичних матеріалів, які працюють при постійних напруженнях,

σlim = σT · KdT/K, τlim = τТ · Kd/K; (32)

для деталей з крихких матеріалів, які працюють при постійних на­пруженнях,

σlim = σB · KdB/K, τlim = τB · KdB/K (33)

для деталей з будь–яких матеріалів, які працюють при циклічно змін­них напруженнях, σlim = σR · Kd · KЗM · KL/Kσ;

τlim = τR · Kd · KЗM · KL/Kτ. (34)

У записаних формулах:

Kd ≤ 1 – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів деталі; [K · (K); Kσ · (Kτ)] ≥ 1 – ефективні коефіцієнти концентрації напружень при постійних і циклічно змінних діючих напруженнях; Кзм 1 – коефіцієнт, який враховує стан поверхні деталі або її поверхневе зміцнення; KL ≥ 1 – коефіцієнт довговіч­ності [див. формули (22) і (29)].

^ Допустимі напруження і коефіцієнти запасу міцності

Допустимі напруження [σ], [τ] та розрахункові коефіцієнти запа­су міцності Sσ і Sτ визначають за формулами:

[σ] = σlim /[Sσ]; [τ] = τlim /[ Sτ]; (35)

Sσ = σlim /σ ≥ [Sσ]; Sτ = τlim /τ ≥ [Sτ], (36)

де σlim , τlim – граничні напруження; σ, τ– розрахункові макси­мальні напруження; [sσ], [sτ] – допустимі коефіцієнти запасу міц­ності деталі.

При сумісній дії нормальних напружень розтягу та згину і дотич­них напружень кручення загальний коефіцієнт запасу міцності . (37)

Формули (36) для визначення розрахункових коефіцієнтів за­пасу міцності при змінних діючих напруженнях можна використову­вати лише у випадках, коли відомі границі витривалості матеріалу σR і τR , за якими знаходять граничні напруження σlim і τlim. У біль­шості випадків експериментальне встановлюють границі витривалос­ті матеріалів при R = –1 та R = 0, тобто σ–1 і τ–1, σ0 і τ0. Для до­вільного коефіцієнта асиметрії циклів змінних напружень розрахун­кові коефіцієнти запасу міцності можна визначити за формулами:

sσ = σ–1 /[Kσσa/(KdK3M) + ψσσm]; (38)

sτ = τ–1 /[Kττa/(KdK3M) + ψττm]. (39)

У записаних формулах амплітуди σa, τa і середні напруження σm, τm визначають за співвідношеннями (13) та (14). Коефіцієнти впливу асиметрії циклів напружень ψσ і ψτ беруть такі: для вугле­цевих сталей ψσ = 0,1; ψτ = 0,05; для легованих – ψσ = 0,15; ψτ = 0,1.

Допустимий коефіцієнт запасу міцності має великий вплив на га­баритні розміри, масу деталей і відповідно на вартість їх. Із змен­шенням [s] зменшується також маса виробів, але збільшується мож­ливість виходу деталей із ладу. Тому вибір [s] є дуже відповідаль­ним моментом при розрахунках та проектуванні деталей машин. Деякі рекомендовані значення [s] наведені в табл.

Підвищені значення [s] для відносно рідких розрахунків за границею міцності пояснюються тими обставинами, що зростання діючих напру­жень до значення σв загрожує раптовим виходом деталі з ладу. Крім цього, за границею міцності розраховуються деталі з крихких мате­ріалів, які характеризуються підвищеною неоднорідністю та ймовір­ністю дефектів структури, що також обумовлює збільшення [s].

При розрахунках за контактними напруженнями значення [s] беруть невеликими [s] = 1,1... 1,2, оскільки можливі контактні по­шкодження поверхні деталі мають місцевий характер і не загрожують раптовим виходом деталі з ладу.


^ ЛЕКЦІЯ 5 -7


ПАСОВІ ПЕРЕДАЧІ

Останнім часом пасові передачі застосовують досить широко, їх використовують у приводах електрогенераторів та різних металооброб­них верстатів, у робочих механізмах текстильної та паперової промис­ловості, у приводах вентиляційних систем, сільськогосподарських машинах та різних приладах, наприклад магнітофонах.

^ Загальні відомості та класифікація пасових передач

У найбільш вживаному вигляді (рис. 21.1) пасова передача склада­ється з ведучого 1 і веденого 2 шківів та замкнутої форми приводного паса 3, що розміщується на шківах із деяким попереднім натягом. Вільна ділянка а паса, що набігає на ведучий шків, називається ведучою віткою паса, а вільна ділянка Ь, що набігає на ведений шків, називається ве­деною віткою. Під час роботи передачі пас передає енергію від ведучого шківа до веденого за рахунок сил тертя, які виникають між пасом та шківами, тобто сили тертя забезпечують зчеплення па­са зі шківами. У пасових передачах по­передній натяг пасів створюється за рахунок їхнього пружного розтягу при одяганні на шківи або засто­суванням спеціальних натяжних пристроїв. Пасові пере­дачі не забезпечують жорсткого зв'язку між шківами через можливість проковзування паса на шківах. Тому у кінематично точних приводних механізмах пасові передачі застосовують дуже рідко.

Пасові передачі переважно використовують для передавання по­тужностей у діапазоні 0,2–50 кВт. Зустрічаються також передачі для потужностей 500 і навіть 1500 кВт, проте застосування їх має унікальний характер.

Передаточні числа пасових передач допускаються до 5–6, рідко до 10. Найвигіднішими є пасові передачі з передаточними числами U ≤ 4.

Швидкість руху пасів у передачах загального призначення не пе­ревищує 30 м/с. Спеціальні швидкохідні паси допускають при пони­женій довговічності швидкості до 50 і навіть до 100 м/с.

ККД пасових передач різних типів становить близько 0,90–0,97.

Для оцінки пасової передачі порівняємо її із зубчастою передачею як найрозповсюдженішою.

^ Основ­ні переваги пасової передачі:

– можливість передавання руху між валами, що знаходяться на значній відстані;

– плавність та безшумність роботи, які обумовлені еластичністю паса;

– запобігання різкому перевантаженню елементів машини внаслідок пружності паса та можливості його проковзування на шківах;

– простота конструкції, обслуговування та догляду в експлуата­ції

^ До недоліків пасової передачі належать:

– неможливість виконання малогабаритних передач (для однако­вих умов наванта–ження діаметри шківів майже у 5 разів більші, ніж діаметри зубчастих коліс);

– несталість передаточного числа через можливе проковзування паса;

– підвищене навантаження валів та їхніх опор, що пов'язане із потребою достатньо високого попереднього натягу паса;

– низька довговічність приводних пасів (у межах 1000–5000 год).

Пасові передачі можна класифікувати за формою поперечного перерізу паса, розміщенням валів у просторі та призначенням.

1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   16

Реклама:





Скачать файл (2455.8 kb.)

Поиск по сайту:  

Учебный материал
© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru