Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Лекции - Деталі машин та основи конструювання (укр) - файл Конспект Невдаха Ю.А..doc


Лекции - Деталі машин та основи конструювання (укр)
скачать (2339 kb.)

Доступные файлы (1):

Конспект Невдаха Ю.А..doc5028kb.18.08.2006 17:28скачать

содержание
Загрузка...

Конспект Невдаха Ю.А..doc

  1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   15
Реклама MarketGid:
Загрузка...
Конспект лекцій

ЛЕКЦІЯ 1 - 3

Вступ

У багатьох галузях народного господарства виробничі процеси здійснюються машинами. Сучасні машини багаторазово підвищують продуктивність фізичної і розумової праці людини. Машини настільки міцно ввійшли в життя суспільства, що в даний час важко знайти такий предмет або продукт споживання, який був би виготовлений або доставлний до місця споживання без допомоги машин. Без машин неможливий сучасний розвиток науки, медицини, мистецтва які потребують сучасних інструментів і матеріалів, були б не можливі швидкі темпи будівництва, а також не могли б задовольнятися споживчі потреби населення в предметах широкого споживання.

Конструкції машин неперервно вдосконалюються згідно з вимогами експлуатації та виробництва, а також на основі можливостей, що виявляються з розвитком науково–технічних досліджень, з появою нових матеріалів і способів надання їм потрібних форм та властивостей.

^ Машиною називається механічний пристрій, виконуючий рух для перетворення енергії, матеріалів або інформації з метою заміни або полегшення фізичної і розумової праці людини.

В залежності від функціонального призначення машини діляться на класи: машини–двигуни – енергетичні машини призначенні для перетворення любого вида енергії в механічну (ДВЗ, електродвигуни і т.п.); технологічні машини, призначенні для змінювання розмірів, форми, властивостей або стану предмета (металорізальні верстати, преси, машини харчової та хімічної промисловості); транспортні машини, призначенні для переміщення людей, вантажів (ексколатори, транспортери підйомні крани і т.п.); очислювальні машини ІОМ, компютери і т.п.

^ Мета курсу ”Деталі машин” являє вивчення будови машини, принцип роботи, розрахунки і проектування деталей машин і механізмів загального призначення. Вивчаються кінематичні розрахунки, основи розрахунків на міцність і жорсткість, методи конструювання, раціональний вибір матеріалів і способи з'єднання деталей.

^ Задача курсу ”Деталі машин” заключається в тому, що виходячи із заданих умов роботи деталей і складальних одиниць загального призначення отримати навики їх розрахунка і конструювання; вивчити методи, правила і норми проектування, забезпечуючі виготовлення надійних і економічних конструкцій.
^ ОСНОВНІ ПОЛОЖЕННЯ ПРО ПРОЕКТУВАННЯ

ТА КОНСТРУЮВАННЯ МАШИН

Інженерне проектування – це неперервний процес, у якому наукова і технічна інформація використовується для створення нового приводу, машини або системи, що дають суспільству певну користь.

Конструювання – створення конкретної однозначної конструкції об'єкта згідно з проектом. Конструкція – це будова, взаємне розміщення частин і елементів будь–якого предмета, машини, приладу, яка визначається його призначенням. Конструкція передбачає спосіб з'єднання, взаємодію частин, а також матеріал, з якого виготовляються окремі елементи. Конструювання базується на результатах проектування й уточнює всі інженерні рішення, прийняті при проектуванні.

^ Проектування і конструювання мають одну мету – створення нового виробу, який ще не існує або існує в іншій формі і має інші розміри. (перестановка складових частин, заміна їх іншими елементами чи надання їм іншої форми).

^ Основні етапи створення технічних об'єктів

Процес створення нової машини, приладу або споруди можна розділити на ряд етапів . Це дозволяє контролювати і затверджувати проекти на різних стадіях їхньої розробки.

Практикою вироблена така послідовність проектування і конструювання:

^ Технічна пропозиція – початкова стадія проектування, яка є відповіддю проектувальника на поставлену задачу, вимоги й обмеження, що наведені в технічному завданні. Запропоновані один або кілька варіантів об'єкта ретельно обгрунтовуються з використанням для цього теоретичних розрахунків і аналізу, а також практичного досвіду.

^ Ескізний проект. На цьому етапі проводитися конструкторське опрацювання оптимального варіанта до рівня принципових конструкторських рішень, які дають загальне уявлення про будову і принцип роботи об'єкта. У ескізному проекті закладаються основи використання типових стандартизованих і уніфікованих складових частин технічного об'єкта.

^ Технічний проект виконується після ескізного проектування і містить сукупність конструкторських документів, які відображають повне технічне розв'язування проблеми. У технічному проекті повинні бути розв'язані всі питання забезпечення високого технічного рівня створюваного об'єкта в процесі його виготовлення, складання, випробування та експлуатації.

Робоча конструкторська документація потрібна для забезпечення можливості виготовлення дослідного зразка або початкової серії спроектованого виробу.

^ Види виробів та їхні характеристики

Поняття «виріб» має широкий діапазон значень. До поняття «виріб» належать і технічні об'єкти.

Технічним об'єктом називають створений людиною реально існуючий пристрій, призначений для задоволення певної потреби.

Під виробом розуміють усі об'єкти матеріального виробництва і їхні складові частини: різні машини, апарати, прилади, ручні знаряддя праці та ін. Стандарт установлює такі види виробів: деталі, складальні одиниці, комплекси, комплекти.

Деталь – виріб, виготовлений із матеріалу однієї марки без використання складальних операцій або з використанням місцевих з'єднувальних операцій (зварювання, паяння, склеювання), чи виконанням декоративного або захисного покриття. Приклади деталей такі: вал, виготовлений з одного матеріалу; трубка, виготовлена зварюванням аркушевого матеріалу; гайка, покрита хромом.

^ Складальна одиниця – виріб, складові частини якого підлягають з'єднанню між собою на підприємстві за допомогою складальних операцій (згвинчування, зварювання, паяння, пресування тощо). До складальних одиниць також відносять: вироби, для яких конструкцією передбачене розбирання на складові частини, наприклад для зручності монтажу, контролю, обслуговування; сукупність складальних одиниць або деталей, які мають загальне функціональне призначення, наприклад двигун чи колесо в автомобілі.

Комплекс – виріб, який складається з кількох окремих виробів, не зв'язаних на підприємстві, яке його виготовляє, складальними операціями, але призначених для виконання взаємопов'язаних експлутаційних функцій. Приклади комплексів такі: цех–автомат для виготовлення певних виробів; роботизована дільниця для термообробки деталнй.

Комплект – кілька виробів загального функціонального призначення допоміжного характеру, не з'єднаних на підприємстві складальними операціями. Приклади такі: комплект запасних частин; комплект інструментів; комплект вимірювальної апаратури.

^ Види і комплектність конструкторських документів

Види і комплектність конструкторських документів на вироби всіх галузей промисловості встановлює ГОСТ 2.102–68.

До конструкторських документів належать графічні і текстові документи, які визначають склад і будову виробу і вміщують потрібні дані для його виготовлення, контролю, приймання, експлуатації і ремонту. Наведені деякі види кон­структорських документів.

^ Креслення деталі – графічний документ, який міс­тить зображення деталі й інші дані для її виготовлення і контролю.

Складальне креслення – графічний документ, який містить зображення складальної одиниці й інші дані, потрібні для її складання (виготовлення) і контролю.

^ Креслення загального вигляду – графічний до­кумент, який визначає конструкцію виробу та взаємодію його ос­новних складових частин і пояснює принцип роботи виробу.

^ Габаритне креслення – графічний документ, в якому дається контурне (спрощене) зображення виробу з габаритними, монтажними і приєднувальними розмірами.

Схема – графічний документ, на якому у вигляді умовних зображень або позначень показані складові частини виробу і зв'яз­ки між ними. Схеми бувають кінематичні, гідравлічні, пневматичні, електричні та ін.

Специфікація – текстовий документ, який визначає склад складальної одиниці, комплексу чи комплекту.

^ Пояснювальна записка – текстовий документ, який містить опис будови і принципу дії спроектованого виробу, а також обгрунтування технічних і техніко–економічних рішень, прийнятих при розробці виробу.

Розрахунок – текстовий документ, який містить розра­хунки параметрів і характерних величин виробу, наприклад кінема­тичний розрахунок, розрахунок розмірних ланцюгів, розрахунок на міцність та ін.

Інструкція – текстовий документ, який містить вказівки і правила для виготовлення або експлуатації виробу.

Для різних стадій, або етапів, проектування та конструювання технічних об'єктів обов'язковою є розробка тих чи інших конструктор­ських документів. Більш детальна потрібна номенклатура конструк­торських документів на вироби інших галузей промисловості наведена у відповідних стандартах. Ця номенклатура повинна узгоджуватись із замовником проектних робіт.

^ Загальні вимоги до машин та їхніх елементів

Якість машин, приладів та інших технічних об'єктів, а також їхніх окремих складальних одиниць і деталей залежить від деяких загальних вимог, які повинен задовольняти створюваний об'єкт. Розглянемо загальні вимоги, які треба брати до уваги на всіх етапах і стадіях проектування та конструювання машин.

Роботоздатність – поняття, що визначає такий стан машини або довільної її складальної одиниці чи деталі, при якому вона здатна виконувати задані функції з параметрами щодо вимог технічної документації із збереженням міцності, незмінності форми і розмірів, стійкості проти спрацьовування, потрібної жорсткості, тепло–і вібростійкості. Ці показники роботоздатності, порушення яких спричинює вихід з ладу машини чи деталі, називають критеріями роботоздатності.

Роботоздатність деталей машин забезпечується наданням їм від­повідних розмірів і форм, раціональним добором матеріалів для ви­готовлення їх з використанням зміцнюючих технологій, застосуван­ням антикорозійного захисту і відповідного змащування. Роботоздат­ність машин та їхніх деталей може бути оцінена розрахунком або ек­спериментальне.

^ Високі експлуатаційні показники машини оцінюють існуючими зразками подібних машин. При збереженні або зменшенні маси і габаритних розмірів нова машина повинна за­безпечувати більш високі продуктивність і ККД, менше споживання енергії, підвищену точність, менші затрати праці на обслуговування і ремонт тощо. Всього цього можна досягнути вдосконаленням конст­руктивної схеми машини, раціональним вибором основних пара­метрів і конструктивних форм, використанням автоматичних систем для регулювання і керування машиною та забезпеченням оптимі–зації робочого режиму.

^ Висока надійність – властивість машини, складальної одиниці або деталі виконувати задані функції, зберігаючи при цьому свої експлуатаційні показники в допустимих межах, протягом напе­ред заданого проміжку часу. Показником надійності м0же бути ймовірність безвідказної роботи машини в призначеному інтервалі часу. Чим ближче ймовірність безвідказної роботи до одиниці, тим вище надійність конструкції.

^ Безпечність в експлуатації характеризує придатність конструкції машини до нормальної експлуатації протягом визначеного технічною документацією строку служби без аварійних руйнувань, небезпечних для обслуговуючого персоналу, виробничого обладнання, а також інших суміжних об'єктів.

Технологічність і економічність конструкції машини чи деталі – це найбільша простота і найменші матеріальні затрати при виготовленні. При розробці проекту треба надавати ви­робу такі конструктивні форми і розміри, а також використовувати для його виготовлення такі матеріали і методи їхньої обробки, які забезпечували б мінімальну масу і витрати матеріалу, найбільш спро­щене і економне виробництво з урахуванням загального обсягу ви­готовлення виробів.

^ Екологічність машини – здатність її виконувати свої функції без шкідливого впливу на навколишнє середовище. Еколо­гічність при проектуванні і конструюванні досягається такими захо­дами використанням технологічно чистих джерел енергії, запобіган­ням шкідливого забруднення виробничих приміщень, нейтралізацією продуктів робочого процесу машини, відповідною герметизацією робочих об'ємів машини, використанням матеріалів для деталей із урахуванням можливості їх утилізації після виходу з ладу, забезпе­ченням виконання функції машини з низьким рівнем шуму та віб­рації.

Усі ці вимоги в значній мірі взаємопов'язані, і лише повне задо­волення їх дає можливість досягнути високої якості машин при про­ектуванні і конструюванні.

^ Розрахунки при проектуванні і конструюванні

Проектування і конструювання машин нерозривно пов'язані з розрахунками, за допомогою яких встановлюються технічна характе­ристика, кінематичні параметри, розміри і форма навантажених дета­лей, запас міцності, довговічність для всіх умов експлуатації і для всіх навантажень. Розрахунки і конструювання поєднані між со­бою. Ці творчі процеси завжди коректують і доповнюють один одно­го. Розрахунки вказують шлях, за яким треба рухатися в напрямі найкращого технічного результату.

У проектуванні використовують такі види розрахунків: геометрич­ні (розрахунок розмірних ланцюгів, координат, зазорів); кінематичні (розрахунок переміщень, швидкостей, прискорень, передаточних чи­сел кінематичних ланцюгів та ін.); динамічні (розрахунок наванта­жень деталей і їхніх змін у часі); розрахунки на міцність та жорст­кість (визначення напружень та деформацій елементів машини в ро­бочих режимах); енергетичні (розрахунки затрат енергії, параметрів енергетичного балансу); техніко–економічні (розрахунки продуктив­ності, вартості, ефективності використання). Якщо кінематичні і ге­ометричні розрахунки, а також розрахунки на міцність та жорсткість відповідальних елементів машини виконуються з достатньою точністю, то інші розрахунки на початковому етапі більш або менш умовні. Це пояснюється тим, що в процесі проектування і конструювання де­які дані, які використовуються в розрахунках, є попередніми і в де­якій мірі наближеними. На кінцевій стадії проектування і конструю­вання всі потрібні види розрахунків повинні виконуватись із достат­ньою точністю.

Той чи інший розрахунок треба виконувати за такою схемою: а) підбір вихідних даних для розрахунку; б) складання розрахунко­вої схеми; в) визначення основних критеріїв роботоздатності об'єкта розрахунку; г) безпосереднє виконання розрахунку; д) формулюван­ня висновків і заключень.

Розрахунки на міцність та жорсткість залежно від їх місця в усьому процесі проектування і конструювання поділяють на проектні та перевірочні.

^ Проектні розрахунки використовують для визначення вихідних розмірів деталей чи їхніх елементів, до того ж ці розрахунки в більшос­ті ві падків виконують за спрощеними методиками. Розміри, здобуті в проектному розрахунку,– це основа для вибору форми деталі та її конструктивних елементів і подальшої ув'язки з іншими деталями в конкретному вузлі машини. Інколи доцільно вибирати конструк­тивну форму і розміри деяких деталей машин, керуючись досвідом проектної роботи або беручи до уваги відомі подібні елементи машини, що перевірені в експлуатації.

^ Перевірні розрахунки є обов'язковими і найбільш точними. Вони виконуються за потрібними критеріями роботоздатності на кінцевих етапах проектування і конструювання для всіх відповідаль­них деталей машин. Якщо форма і розміри деталі не відповідають критеріям міцності чи жорсткості, то змінюють її розміри або кон­струкцію і повторюють розрахунок. Для деталей високого ступеня відповідальності або деталей складної форми з точно не встановленим характером навантаження доцільно проводити експериментальну перевірку розрахунків.
^ НАВАНТАЖЕННЯ ЕЛЕМЕНТІВ МАШИН

Загальні відомості про навантаження

Навантаження, які діють на окремі елементи машини, поділяють на корисні та власні (шкідливі).

^ Корисні навантаження сприяють реалізації маши­ною виробничого процесу. Власні навантаження неми­нуче супроводжують роботу машини і в основному складаються із власної ваги окремих ланок, динамічних сил, сил тертя в з'єднаннях і місцевих сил, спричинених концентрацією навантаження на поверхні контакту деталей. Природно, що не всі сили власної ваги і динамічні сили шкідливі. В машинах ударної (молотах) і вібраційної дії дина­мічні навантаження використовують для здійснення корисного робо­чого процесу. Власна вага може також виконувати позитивну роль (наприклад, противага в підйомно–транспортних машинах) або здій­снювати робочі функції (у гиревих приладах часу).

За характером зміни в часі навантаження в машинах поділяють на постійні і змінні.

^ Постійні навантаження – це в більшості випадків сили тиску рідини або газу, навантаження від початкового поперед­нього напруження деталей при їх з'єднанні в процесі складання, а також власна вага. До цих же навантажень належать і постійні про­тягом значного періоду або циклу роботи навантаження, характерні для робочого режиму експлуатації машини. Власна вага має основне значення в транспортних і підйомно–транспортних машинах, в уста­новках для буріння глибоких свердловин та інших машинах. Такі навантаження суттєві для опор важких зрівноважених роторів.

^ Змінні навантаження можуть бути спричинені не­рівномірністю робочого процесу в машинах–двигунах (наприклад, у двигунах внутрішнього згоряння); внутрішньою динамікою робо­ти (запуск у роботу, гальмування, реверсування, незрівноваженість, неточність виготовлення); зміною робочого процесу машини через збільшення чи зменшення сил корисного опору та ін.

Змінні навантаження можуть бути стаціонарними або нестаціо­нарними. Нестаціонарні – це навантаження із змінними параметра­ми (амплітудою і частотою). Значна кількість машин працює в умовах нестаціонарного навантаження їхніх елементів.

Розглянемо навантаження, які діють у широко розповсюджених машинах – автомобілях і металообробних верстатах.

Зміна навантаження деталей автомобіля може бути спричинена завантаженням кузова (часткова чи повна), поздовжнім профілем дороги (піднімання, опускання чи горизонтальні ділянки), видом та якістю покриття дороги, режимом руху автомобіля (гальмування, зупинка чи процес набирання швидкості) та ін.

Універсальні металообробні верстати, які становлять значну більшість парку верстатів, можуть працювати так: на обдиранні чи на кінцевих фінішних операціях; в умовах індивідуального чи се­рійного виробництва; обробляти великогабаритні чи дрібні деталі з різних матеріалів. При цьому характерними є часті запуски чи зу­пинки двигуна, використання різних інструментів, зміна різальних властивостей інструментів тощо. Обертові моменти на шпинделі таких верстатів можуть змінюватись у сотні разів.

На практиці машини з постійним навантаженням зустрічаються рідко. До них належать машини з постійним робочим режимом робо­ти (наприклад, насосні станції) або машини, в яких рідко змінюється робоче навантаження до 20 % від номінального.

^ Розподіл навантаження в часі та типові режими навантаження елементів машин

Навантаження елементів машини може бути постій­ним у часі або змінюватись у широких межах протягом усього періоду експлуатації машини. Покажемо можливий характер зміни наванта­ження у вигляді графіків, побудованих у системі координат наванта­ження F (або обертовий момент Т) – час t.

На рис. 2.1, а зображений графік постійного навантаження. В мо­мент пуску машини навантаження F спочатку швидко зростає, а по­тім практично залишається постійним протягом значного часу, на­буваючи номінального значення FНОМ , яке є вихідним для виконання розрахунків на міцність.

Для багатьох машин характерним є змінне навантаження протя­гом усього періоду експлуатації (рис. 2.1, б).



Щоб оцінити інтенсивність такого складного режиму навантаження і зробити кількісне порівняння різних режимів навантаження елементів машини, треба поділити весь строк служби h на окремі періоди роботи, або цикли hi, протягом яких навантаження F наближено зберігається постійним. Якщо впорядкувати всі цикли роботи машини за зменшенням наванта­ження, то можна здобути циклограму навантаження елементів маши­ни протягом заданого періоду її експлуатації (рис.2.2 а). Тривалість циклу роботи машини з однаковими навантаженнями можна гранично зменшити, що дозволить характеризувати режим навантаження більш точно. У цьому разі матимемо не ступеневий, а плавний характер циклограми навантаження, до того ж її можна побудувати в системі координат навантаження F– число циклів nц появи навантаження даного рівня (рис. 2.2, б). Навантаження різ­них рівнів відбувається за сумарне число циклів n роботи машини. За циклограмою на рис 2.2, б можна стверджувати, що навантажен­ня рівня Fі з'являється пці разів протягом усього періоду експлуата­ції машини.

На практиці можна використовувати циклограми навантаження, що побудовані в системі координат відносних величин Fі/F (Ті/Т) і пці/n Такі циклограми показані на рис.2.2,в. Вони побудовані для різних режимів навантаження елементів машини і дозволяють характеризувати відносну інтенсив­ність цих режимів. Так, режим за графіком 1 є більш інтенсивним, ніж режим навантаження за гра­фіком 2, бо для режиму 1 перева­жають навантаження більш висо­кого рівня.

Побудова циклограми наванта­ження елементів конкретної маши­ни – дуже складний і трудомісткий процес. Для цього треба зареєстру­вати неперервний характер зміни навантаження протягом значного періоду експлуатації машини. Та­ка реєстрація виконується спеці­альною апаратурою із записом на­вантаження на магнітну стрічку або за осцилограмами. Подальша статистична обробка зареєстрованих навантажень дозволяє побудува­ти циклограму навантаження конкретної деталі.

У нашій країні і за кордоном стосовно технологічних і транспорт­них машин, таких як металообробні верстати, автомобілі, трактори, гірничі і підйомно–транспортні машини, екскаватори, сільськогоспо­дарська техніка та ін., проведене вивчення навантажень у функції часу і накопичена деяка узагальнена інформація про діючі наванта­ження. Це дало можливість дістати типові режими навантаження машин за відомими із курсу теорії ймовірностей законами розподілу випадкових величин.

На рис. 2.3 наведені графіки типових режимів навантаження ма­шин, що побудовані в системі відносних координат Fі/F і пці/n. Тут взято такі позначення: П – постійний режим навантаження; В – важкий режим; СР – середній рівноймовірний режим; СН – середній нормальний режим, Л – легкий режим навантаження.



Рис. 2.3. Графіки типових режимів на­вантаження елементів машин

Для важкого режиму характерний високий рівень навантаження протягом значного періоду експлуатації машини, а для легкого ре­жиму – низький рівень навантаження протягом цього ж періоду.

Гірничі машини здебільшого експлуатуються при важкому режи­мі навантаження, а транспортні – при середньому рівноймовірному або середньому нормальному. Для металообробних верстатів харак­терним є легкий режим навантаження. Різні види підйомно–транспорт­ного обладнання можуть працювати на режимах навантаження від легкого до важкого.

Постійний режим є найнапруженішим, бо машина протягом прак­тично всього періоду її експлуатації знаходиться під дією постійного номінального навантаження. За постійний режим навантаження можна брати такий режим, за яким навантаження елементів змінюється у межах до 20 % від номінального Fном. На практиці постійний ре­жим навантаження зустрічається значно рідше, ніж інші.

При побудові графіків типових режимів навантаження F є макси­мальним, довгочасно діючим. Довгочасно діючими навантаженнями називають такі наванта–ження із їхнього загального спектра, сумарне число появи яких nц ≥ 5∙104. Максимальні навантаження Fmах. для яких число появи за час експлуатації машини пц < 5∙104, вважають короткочасно діючими і при розрахунку деталей на втому до уваги не беруть. За цими навантаженнями виконують розрахунки деталей на статичну міцність.

Відповідність режиму навантаження тієї чи іншої машини або де­талі одному з типових режимів на рис.2.3 встановлюється за подіб­ністю форми графіків і за середнім значенням навантаження. За роз­рахунковий треба брати типовий режим, який найбільш близький до фактичного в області навантажень високого рівня.

^ Шляхи зменшення навантаження елементів машин

Для зменшення навантажень, що діють у машинах на окремі де­талі, можна рекомендувати деякі заходи. Навантаження, що спри­чинені власною вагою, можуть бути суттєво зменшені раціональним вибором матеріалів. Наприклад, для слабонавантажених деталей замість сталей та чавуну можна використовувати легкі сплави або пластмаси. Масу відповідальних та сильнонавантажених деталей мож­на зменшити вибором міцніших матеріалів, які забезпечують менші розміри деталей.

Навантаження, що виникають від початкового попереднього на­пружування деталей при складанні їх, можна обмежити за допомогою активного контролю цих навантажень. Наприклад, затяжку болто­вого з'єднання треба здійснювати ключем граничного моменту, а напресовування деталей – контрольованим зусиллям. Навантажен­ня, що виникають від зміни температурних умов експлуатації маши­ни, можна зменшити деякими конструктивними заходами.

Значної уваги слід надавати зменшенню динамічних навантажень, що можна досягти зниженням рівня чи запобіганням появи зовнішніх та внутрішніх збурюючих факторів, вдосконаленням схеми машини в динамічному відношенні, використанням спеціальних пружних демпферів та гасіїв коливань, запобіжних пристроїв.

Збурюючі фактори можна зменшити перш за все використанням двигунів із постійним робочим процесом (електродвигуни, турбіни) або забезпеченням неперервних та рівномірних робочих процесів машин. У машинобудуванні має місце закономірна тенденція перехо­ду на машини неперервної дії: поршневі насоси замінюють відцентровими, стругальні верстати – фрезерними, замість ковшових екскава­торів застосовують роторні та ін.

Динамічні навантаження в машинах можна зменшити використан­ням пружних, фрикційних та запобіжник муфт, підвищенням точнос­ті виготовлення деталей, динамічним балансуванням обертових еле­ментів.

^ Основні механічні характеристики матеріалів

Основні механічні характеристики машинобудівних матеріалів потрібні конструктору для виконання розрахунків роботоздатності деталей машин, а деякі з них використовують для призначення техно­логії виготовлення деталей. Механічні характеристики матеріалів визначають лабораторними випробуван–нями зразків матеріалів і наводять у відповідній довідковій літературі.

До основних механічних характеристик матеріалів належать такі:

границя міцності σв, МПа – напруження в зразку матеріалу при найбільшому розтягальному навантаженні, якому передує руйнуван­ня зразка;

границя текучості σт, МПа – найбільше напруження, при якому зразок деформується без значного збільшення розтягального наванта­ження;

границя витривалості σR, МПа – найбільше напруження, при якому зразок витримує без руйнування задану кількість циклів зміни напруження, що вибирають за базу випробувань;

відносне видовження δ, % – відношення приросту розрахункової довжини зразка після розриву до його початкової розрахункової довжини;

модуль пружності для розтягу Е, МПа, або зсуву G, МПа – відношення напруження до відповідної йому відносної деформації зразка в границях справедливості закону Гука;

коефіцієнт Пуассона μ – відношення відносної поперечної деформації зразка до відносної його поздовжньої деформації (за абсолютним значенням);

твердість (НВ – за Брінеллем; HRA, HRB, HRC – за Роквеллом; HV – за Віккерсом) – умовна величина, виміряна відповід­ними приладами (твердомірами), яка характеризує опір заглиблю­вання в поверхню матеріалу стандартного індентора (сталевої куль­ки, вершин алмазних конуса чи піраміди).

Границя міцно­сті не може бути універсальним показником для вибору матеріалу тієї чи іншої деталі. У практиці конструювання машин слід врахову­вати весь комплекс умов, в яких повинні працювати окремі деталі, а також найдоцільнішу технологію виготовлення їх. Узагальнену інформацію про придатність матеріалу для тієї чи іншої деталі можуть дати перелічені вище механічні характеристики, а також деякі інші, такі як коефіцієнт тертя, теплопровідність, коефіцієнт лінійного роз­ширення.

Твердість матеріалу – дуже важливий показник, оскільки багато механічних характеристик можуть бути обчислені через твердість, а визначення твердості не вимагає руйнування виробу і може бути легко виконане за допомогою стандартних приладів. Переведення одиниць твердості, добутих на відповідних приладах, можна здійсни­ти за допомогою графіків (рис. 3.2).

Між механічними характеристиками машинобудівних матеріа­лів експериментально встановлено деякий взаємозв'язок. Наприк­лад, знаючи границю міцності матеріалу σв, можна наближено оці­нити границю витривалості σR цього матеріалу. Залежності для на­ближеного визначення границь витривалості деяких конструкційних матеріалів наведені в таблицях.

ЛЕКЦІЯ 4

^ МЕХАНІЧНІ ПЕРЕДАЧІ

загальні відомості та параметри для розрахунку механічних передач

1. Призначення механічних передач та їхня класифікація.

Більшість сучасних машин і приладів створюється по схемі двигун – передача – робочий орган (виконавчий механізм) Необхідність введення передачі як проміжної ланки між двигуном і робочими органами машини пов'язана з рішенням ряду задач. Наприклад, в автомобілях і інших транспортних машинах вимагається змінювати величину швидкості і напрям руху, а на підйомах і при рушані з місця необхідно у декілька разів збільшити обертаючий момент на провідних колесах. Сам автомобільний двигун не може виконувати ці вимоги, оскільки він працює стійко тільки у вузькому діапазоні зміни величини обертаючого моменту і кутової швидкості. При виході за межі цього діапазону двигун зупиняється. Подібно автомобільному двигуну слабо регулюються багато інших двигунів, у тому числі більшість електричних.



В деяких випадках регулювання двигуна можливо, але недоцільно з економічних міркувань, оскільки за межами номінального режиму роботи ККД двигунів істотно знижується.

Maccа і вартість двигуна при однаковій потужності зменшуються із збільшенням кутової швидкості його валу.

Механічною передачею називають механізм, що передає енергію від двигуна до робочого органу машини з перетворюванням параметрів руху.

Обертовий рух найпоширеніший у машинах в порівнянні з іншими видами руху: існує можливість здійснення неперервного та рівномірного руху; невеликі втрати на тертя в спряженнях обертових деталей; порівняльна простота та компактність деталей, що забезпечують обертовий рух.

Безпосередній зв'язок двигуна з робочим органом машини використовується рідко, наприклад у відцентрових насосах, де вал електродвигуна безпосередньо з'єднується з валом насоса.

Потреба впровадження механічної передачі між двигуном та робочим органом машини як складової частини привода диктується такими міркуваннями: для вибору оптимальної швидкості руху; для регулювання швидкості руху (підвищення або пониження); для перетворення виду руху: обертального в поступальне (передачі рейкові і гвинт – гайка) і навпаки; для зміни напряму руху (реверсування); для зміни обертаючих моментів і сил руху; для передачі потужності на відстань.

Отже, основне призначення механічних передач – це узгодження параметрів руху робочих органів машини з параметрами руху вала двигуна.

Усі механічні передачі поділяють на дві основні групи:

а) передачі, що базуються на використанні сил тертя (пасові, фрикційні);

б) передачі, що базуються на зачепленні (зубчасті, черв'ячні, ланцюгові, гвинтові).

У свою чергу, передачі тертям та передачі зачепленням можуть здійснюватись безпосереднім дотиканням ведучого та веденого елементів передачі (фрикційні, зубчасті, черв'ячні) і за допомогою проміжної гнучкої ланки – так звані передачі гнучким зв'язком (пасові, ланцюгові).

2. Основні співвідношення для кінематичних параметрів і параметрів навантаження механічних передач

Розглянемо загальні співвідношення між деякими параметрами всіх механічних передач на прикладі зубчастої передачі (рис. 19.1)

Усі параметри механічної передачі, що належать до ведучої ланки будемо позначати індексом 1, а до веденої ланки – відповідно індексод 2. Під ведучою або веденою ланкою будемо розуміти вал, зубчасте колесо, шків, зірочку тощо.

Переважно ведучі ланки або елементи мають більшу швидкість, а ведені – меншу. Тому перші інколи називають швидкохідними, а другі – тихохідними ланками.

Основний кінематичний параметр механічної передачі – передаточне число U = ω1/ ω2 (1)

яке є відношенням кутової швидкості ω1 ведучої ланки до кутової швидкості ω2 веденої ланки передачі.

Енергетичними параметрами механічної передачі є передавані потужності на ведучій ланці P1 і на веденій ланці P2, а також коефіцієнт корисної дії (ККД) ?, що визначається за співвідношенням

η = P2/P1. (2)

ККД характеризує ступінь досконалості механічної передачі і за ним можна оцінити втрати потужності ∆P у передачі:

∆P = P1–P2 = P1(I–η). (3)

Параметри ω1 і ω2, а також P1 і P2 є мінімально потрібними для розрахунку будь–якої механічної передачі.

Передавані потужності, Вт, та кутові швидкості, рад/с, визначають обертові моменти, Hм, на валах передачі;

на ведучому валу

T1 = P11; (4)

на веденому валу

T2 = P22. (5)

Співвідношення між обертовими моментами на валах механічної передачі можна встановити за виразами (4) та (5) і записати у такому вигляді:

T2/T1 = U·η або T2 = T1·U·η (6)

Інколи швидкості обертання ланок механічної передачі задаються у вигляді частоти обертання n, хв–1. Зв'язок між кутовою швидкістю ω, рад/с, та частотою обертання n,хв–1, виражається співвідношенням

ω = π·n/30.

У розрахунках механічних передач зустрічаються такі параметри, як колова швидкість та колова сила. Колова швидкість v – це лінійна швидкість точок обертової ланки передачі, розміщених на відстані d1/2 або d2/2 від осі обертання (рис. 19.1):

v = v1= v2 = ω1·d1/2 = ω2·d2/2. (7)

Колова сила Ft – це сила, що діє на ланку передачі, спричинюючи її обертання або створюючи опір обертанню, і напрямлена по дотичній до траєкторії (кола) руху точки її прикладання (рис. 19.1):

Ft = Ft1 = Ft2 = 2T1/ d1 = 2T2/d2. (8)

Потужність, кВт, що затрачається на рух ланки передачі із швидкістю v, м/с, у напрямі, протилежному дії на ланку зовнішньої сили F, H, визначають за формулою

P = F·v/103. (9)

У приводах машин можуть застосовуватись кілька послідовно розміщених механічних передач 1–4 (рис. 19.2). У цьому разі загальне передаточне число u привода та його ккд визначаються за наведеними нижче формулами:

ω2 = ω1/U1; ω3 = ω2/U2 = ω1 /(U1·U2);

ω4 = ω3/U3 = ω1/(U1·U2·U3).

Загальне передаточне число привода

U = ω1/ ω4 = U1·U2·U3.

Отже, загальне передаточне число привода, що складається з кількох механічних передач, дорівнює добутку передаточних чисел його складових передач, тобто

u = U1·U2. . .Un. (10)

Зв'язок між потужностями на окремих валах привода (рис. 19.2) запишемо у вигляді

P2 = P1·η1; P3 = P2·η2 = P1·η1·η2; P4 = P3·η3 = P1·η1·η2·η3 Відповідно ККД всього приводного механізму

η = P4/P1 = η1·η2·η3

ККД привода, що складається з кількох механічних передач, дорівнює добутку ККД всіх його складових передач, тобто

η = η1·η2...ηn (11)

3. Загальні міркування щодо вибору розрахункових навантажень механічних передач

Навантаження, що передають механічні передачі, можуть бути постійними або змінними в часі. Як постійні, так і змінні навантаження спричинюють у деталях механічних передач циклічнозмінні напруження, що обумовлені, наприклад, періодичним входом у зачеплення зубців зубчастих передач або зміною положення паса на шківах у пасових передачах. Рівень циклічно змінних напружень залишається постійним при постійному зовнішньому навантаженні, але змінюється у разі змінного зовнішнього навантаження.

Змінний режим навантаження можна замінити еквівалентним постійним режимом. При цьому за номінальне навантаження T=ТНОМ (або F=FНОМ) беруть максимальне довгочасно діюче навантаження, число циклів появи якого не менше від 5·104 за строк служби машини чи її деталі. Максимальні навантаження Tmax (aбo Fmax) із числом циклів появи менше від 5·104 вважають короткочасно діючими і беруть тільки у розрахунках деталей на статичну міцність при перевантаженнях [22].

Вибір номінального навантаження залежить від призначення приводного механізму:

а) якщо привод проектують для роботи із заданим режимом навантаження то це навантаження беруть за номінальне розрахункове для передач цього привода. Приводні двигуни, що використовують в такому випадку, можуть мати потужність, яка відповідає даному номінальному навантаженню, або може бути дещо більшою від потрібної. B цьому випадку передачі приводного механізму не будуть перевантажені, це спричинить лише недовантаження двигуна;

б) якщо проектують механічну передачу без конкретних вказівок її призначення, але з відомим режимом навантаження, то треба мати на увазі, що споживач може завантажити передачу на повну потужність використаного у приводі двигуна. У цьому разі розрахунок передачі слід виконувати за номінальним обертовим моментом, що дістають із номінальної потужності двигуна;

в) у разі проектування передачі з невідомим режимом навантаження, але із заданим номінальним навантаженням (наприклад, редуктори загального призначення) у розрахунках слід брати найважчий для передачі режим – режим з постійним навантаженням.

Максимальні навантаження Tmax у передачах, що обумовлені дією короткочасних або випадкових перевантажень, можуть у кілька разів перебільшувати номінальні розрахункові навантаження. B основному вони залежать від характеру робочого процесу в машинах. У розрахунках механічних передач максимальне навантаження беруть таким: Tmax = ТКп,

де Кп – коефіцієнт короткочасного перевантаження, що беруть за рекомендаціями на основі досвіду експлуатації конкретних машин. Якщо рекомендації щодо вибору Кп відсутні, а у приводних пристроях використовують асинхронні електродвигуни, то значення коефіцієнта перевантаження можна брати рівним відношенню пускового моменту до номінального моменту двигуна, яке задається в каталогах електродвигунів.
^ 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.
^ Елементи пасових передач

Приводні паси. У пасовій передачі тяговий орган – приводний пас – є найважливішим елементом, що визначає роботоздатність та довговічність передачі. До приводних пасів ставляться такі вимоги: висока тягова здатність, тобто достатнє зчеплення зі шківами; достат­ня міцність, стійкість проти спрацьовування та довговічність; неве­ликий модуль пружності матеріалу паса; низька вартість.

За матеріалом та конструкцією розрізняють приводні паси кількох типів. Найрозповсюдженіші з них стандартизовані.

Плоскі паси бувають гумотканинні (ГОСТ 23831–79), бавовняні суцільноткані, шкіряні (ГОСТ 18679–73) та паси із спеці­альних синтетичних матеріалів.

^ Гумотканинні паси є досить розповсюдженими. Вони виготовля­ються трьох типів (А, Б і В) із кількох шарів міцної тканини, прогу­мованої вулканізацією.

Нарізні паси типу А (рис. 21.2, а) мають кілька шарів плетеної бавовняної тканини (бельтінга), між якими розміщені для підвищення гнучкості прошарки з гуми. Краї пасів типу А покривають водостій­кими компонентами.

У пошарове загорнутих пасах типу Б (рис. 21.2, б) прокладки з бельтінга розміщуються таким чином: центральна прокладка охоп­люється окремими кільцевими прокладками із взаємно зміщеними стиками. Ці паси виготовляють із гумовими прошарками і без них.

Спіральне загорнуті паси типу В (рис. 21.2, в) виготовляють із одного куска бельтінгової тканини без прошарків між прокладками.

Усі типи гумотканинних пасів виготовляють як із гумовими обклад­ками, так і без них.

Тканина прокладок забезпечує гумотканинним пасам достатню міцність та довговічність, а гума є єднаючою речовиною паса як одного цілого і призначена захищати тканину від пошкоджень, а також за­безпечувати підвищений коефіцієнт тертя між пасом та шківами.

Гумотканинні паси виготовляють завширшки 20–1200мм із числом прокладок 2 – 9, завтовш­ки 1,25–2мм кожна. Вони випускаються проми­словістю у вигляді довгих стрічок. Тільки для підвищених швидкостей та для машин масового випуску гумотканинні паси можуть виготовля­тись замкнутої форми зав­ширшки 30; 40 і 50мм, завтовшки 1,75; 2,5 і 3,3 мм і завдовжки 500–2500мм.

Із гумотканинних пасів переважне поширен­ня набули паси типу А як найгнучкіші. Модуль пружності таких пасів E=200...350 МПа. Допустима найбільша швидкість для пасів типу А–30м/с, типу Б–20м/с і типу В–15м/с.

Бавовняні суцільноткані паси виготовляють із бавовняної пряжі у кілька переплетених шарів певної ширини 30–250мм, завтовшки 4,5–8,5мм, їх застосовують переважно у передачах невеликої потужності при швидкостях до 25м/с. Для ро­боти в сирих приміщеннях або у хімічно активних середовищах, а також при температурах вище від 500 C бавовняні паси не використо­вують.

^ Шкіряні паси виготовляють із окремих нарізаних смуг шкіри скле­юванням їх спеціальним клеєм або зшиванням.

Стандартні шкіряні паси завширшки 20–300мм і завтовшки 3–10мм призна–чені для передавання малих та середніх потужностей.

Шкіряні паси мають високу тягову здатність, достатньо міцні і тому вони, особливо при роботі в умовах змінних навантажень. Вони можуть працювати при швидкостях до 45 м/с, однак через високу вартість шкі­ряні паси застосовують рідко.

^ Паси із синтетичних матеріалів є найперспективнішими. Вони мають високу статичну міцність та довговічність Армовані плівкові багатошарові паси на основі синтетичних поліамідних матеріалів мо­жуть працювати при швидкостях до 80 м/с і передавати потужність до 3000 кВт. Для підвищення тягової здатності синтетичних пасів ви­користовують спеціальні фрикційні покриття їхніх робочих поверхонь.

Клинові паси нормального перерізу для приводів загаль­ного призначення стандартизовані (ГОСТ 1284.1–89). їх виготовля­ють двох типів: кордтканинні та кордшнурові.

^ Кордтканинні клинові паси (рис. 21.3, а) складаються з кількох шарів прогумованої кордтканини 2, яка є основним елементом, що передає навантаження (вона розміщена приблизно симетрично до ней­трального шару перерізу паса), гумового або гумотканинного шару розтягу 1, який розміщується над кордом, гумового або рідше гумо­тканинного шару стиску 3 нижче корду, кількох шарів обгорткової прогумованої тканини 4.

^ Кордшнурові клинові паси (рис. 21.3, б) відрізняються від кордтканинних тим, що в них на місці шарів кордтканини передбачається один шар кордшнура 2 завтовшки 1,6–1,7мм, шар розтягу 1 виконаний із гуми середньої твердості, а шар стиску 3 – з більш твердої гуми.

Згідно з ГОСТ 1284.1–89 клинові паси виготовляють семи різних за розмірами перерізів, які позначаються: O(Z), А(А), Б(В), В(C), Г(D), Д(E), E(EO). У дужках вказані позначення, що застосовуються у міжнародній практиці. Клинові паси виготовляють замкнутої форми з різ­ними стандартними довжинами.

Кордшнурові паси як більш гнучкі га довговічні використовують у більш важких умовах роботи пасової передачі. Допускається мак­симальна швидкість для клинових пасів з перерізами O, А, Б і В – до 25м/с, а для перерізів Г, Д і E – до 30 м/с.

У клинопасових передачах із шківами малих діаметрів використо­вують клинові паси з гофрами (рис. 21.3, г).

Знаходять застосування також вузькі клинові паси з відношен­ням

а/h ≈ 1,2 (для пасів нормального поперечного перерізу a/h ≈ 1,6) Вузькі паси передають у 1,5–2 рази більшу потужність, ніж звичайні, і допускають роботу при швидкостях 40–50 м/с. Такі паси умовно позначають: УО, УА, УБ і УВ. Вузькі клинові паси поступо­во витісняють паси нормальних перерізів. Перехід на вузькі клинові паси в автомобілях та сільськогосподарських машинах у зв'язку з більшою довговічністю цих пасів дозволив суттєво зменшити загаль­ний випуск приводних пасів.

Поліклинові паси мають поздовжні клинові виступи на внутрішній стороні (рис. 21 4) і виконуються замкнутої форми.

У плос­кій частині паса розміщуються кордшнур 1, який сприймає наванта­ження, і гумовий або гумотканинний шар розтягу 2. Ці паси поєдну­ють переваги клинових пасів (підвищене зчеплення зі шківами) та гнучкість, ха­рактерну для плоских пасів, внаслідок чого мінімальний діаметр малого шківа можна назначити меншим і збільшувати передаточне число передачі до 12–15.

Згідно з ТУ 38–105763–84 застосо­вують поліклинові паси трьох поперечних перерізів: К, Л, M. Для перерізу К: t= 2,4 мм, H= 4,0мм, h = 2,35 мм, довжина – 400...2000мм, число ребер – 2...36. Для перерізу M: t = 9,5 мм, H = 16,7 мм, h= 10,35 мм, довжина–1250...4000 мм, число ребер – 2...20.

Круглі паси виготовляють шкіряними, гумотканинними, бавовняними, капроновими. Найуживанішими є круглі паси діамет­ром 4–8 mm Ці паси мають низьку несучу здатність і їх застосовують для передавання невеликих потужностей, найчастіше в різних пере­давальних пристроях приладів.

Ліпшими у роботі є паси із замкнутим контуром. Однак внаслідок особливостей технології виготовлення та дуже великого розсіювання можливих міжосьових відстаней передач плоскі паси, як указано ви­ще, випускаються переважно у вигляді стрічки – у рулонах. При монтажі передачі кінці паса слід з'єднувати.

Кінці паса з'єднують склеюванням та зшиванням або закріпляють металевими з'єднувачами (рис. 21.5).

Склеювання широко застосовують для гумотканинних та шкіряних пасів. Однорідні за матеріалом паси (шкіряні) склеюють по косо­му зрізу (рис. 21.5, а), а шаруваті паси – по ступеневому зрізу (рис. 21.5, б). Зшивання пасів виконують жильними струнами або шкіряними пас­ками (рис. 21.5, в).

Металеві з'єднувачі застосовують для всіх пасів, крім швидкохід­них. З їхньою допомогою можна найшвидше виконати з'єднання кін­ців паса. На рис. 21.5, г показане з'єднання кінців паса за допомогою шарнірного з'єднувача, а на рис. 21.5, д – за допомогою болтів із закругленими планками.

Усі розглянуті з'єднання, особливо останні, так чи інакше підви­щують жорсткість і масу паса у зоні з'єднання, що погіршує його роботу на шківах і не допустимо для передач, які працюють при значних швидкостях пасів (більш ніж 15 м/с).

Шківи пасових передач. Шків пасової передачі (рис. 21.6, а) у більшості випадків має обід 1, який безпосередньо несе пас, маточину 3, за допомогою якої шків розміщується на валу, та диск 2 (або спиці), що з'єднує обід із маточиною.

Форма робочої поверхні обода шківа визначається формою попе­речного перерізу паса.

Для плоских пасів найбажанішою формою робочої поверхні шківа є гладка полірована поверхня Для зменшення спрацьовування паса, яке викликається пружним ковзанням, шорсткість робочої поверхні обода повинна мати Rz < 10мкм.

Щоб забезпечити центрування паса, робочу поверхню одного із шківів роблять випуклою (рис. 21.6, б), описаною в осьовому перерізі шківа дугою кола. Основні розміри шківів – діаметр d, ширина В (залежно від ширини паса Ь), а також стрілка випуклості обода у, рег­ламентовані стандартами. Можна брати: В ≈ 1,1b + (5...8) мм; у ≈B/200. Діаметри шківів вибирають із стандартного ряду.

Для клинових пасів робочою поверхнею є бокові сторони клинових жолобків на ободі шківа. Розміри та кількість жолобків визначаються профілем перерізу паса та кількістю клинових пасів, що одночасно працюють на шківі (рис. 21.6, в). Профіль перерізу клинового паса при згині на шківі спотворюється і тому кут клину паса (рис. 21.6, б) у порівнянні з початковим (φ0 = 40°) змінюється. Отже, кут φ профі­лю жолобків шківа беруть залежно від його діаметра. Для стандартних клинових пасів розміри жолобків шківів наведені у ГОСТ 20889–88.

Для круглих пасів мінімальний діаметр шківа dmin ≥ 20d0, де d0– діаметр паса. Профіль жолобків на шківі виконують напівкруглим або клиновим із кутом φ = 40° (рис. 21,6, г, д). Розміри жолобків обода шківа для поліклинових пасів вибирають згідно з ТУ 38–105763–84.

Шківи пасових передач виготовляють із чавуну, сталі, легких сплавів, пластмас.

Чавунні шківи найрозповсюдженіші. Використовують та­кі марки чавуну: СЧ 15 при швидкості паса v ≤ 15 м/с; СЧ 18 при v = 15...30м/с; СЧ 20 при v = 30...35 м/с. Заготовки шківів виготов­ляють литтям.

^ Сталеві шківи у більшості випадків виготовляють збірної конструкції зварюванням відштампованих окремих деталей. Тому вони відрізняються легкістю і використовуються при високих швид­костях пасів (v ≤ 40 м/с). Інколи заготовками для шківів може служи­ти сталеве литво або круглий прокат.

^ Шківи із легких сплавів виготовляють переважно із алюмінієвого литва. За конструкцією вони такі самі, як і чавунні, але з більш тонкими стінками. Оскільки шківи з легких сплавів у по­рівнянні із чавунними та сталевими мають меншу масу, то їх раціо­нально використовувати в першу чергу у швидкохідних передачах.

^ Пластмасові шківи здебільшого використовують при невеликих діамерах (до 300мм) і виготовляють із текстоліту або во­локніту, їх виготовляють збірної конструкції, де маточина із сталі або чавуну У порівнянні із металевими пластмасові шківи мають малу масу, а коефіцієнт тертя між пасом та шківом більший. Ці шківи ши­роко застосовують у швидкохідних пасових передачах.

^ Натяжні пристрої у пасових передачах застосовують для створення попереднього натягу, компенсації витягування паса в процесі його експлуатації, а також збільшення кутів охоплення шківів, які впли­вають на тягову здатність.

За конструкцією та принципом роботи натяжні пристрої можна по­ділити на три групи: полозки та хитні плити; натяжні та відтяжні ро­лики; пристрої з автоматичним регулюванням натягу паса.

Полозки (рис. 21.7, а) та хитні плити (рис. 21.7, б) є найпростішими натяжними пристроями, що використовуються у пасових передачах із регульованою відстанню між шківами. Ці прист­рої прості за конструкцією і забезпечують сталість протягом деякого періоду експлуатації попереднього натягу паса. Тому їх раціонально використовувати у передачах з постійним у часі робочим навантажен­ням.

^ Натяжні ролики застосовують для пасових передач із постійною відстанню між осями шківів. Натяжний ролик – шків з гладким ободом, який притиснутий до зовнішньої поверхні веденої вітки паса близько меншого шківа і вільно обертається (рис. 21.8, а). Притискання ролика до паса може здійснюватись встановленим на ва­желі тягарцем або натягом відповідної пружини. У передачах з на­тяжним роликом збільшується кут охоплення малого шківа, поліпшу­ється робота передачі з великим передаточним числом при малій від­стані між осями валів. Однак ролик спричинює додатковий (і до того ж в обернену сторону) згин паса, що значно прискорює його руйнування.

^ Відтяжні ролики застосовують у клинопасових переда­чах (рис. 21.8, б). Тут пас зазнає лише односторонній згин, що знач­но менше впливає на його довговічність, проте зменшуються кути об­хвату пасом шківів.

Натяжні та відтяжні ролики також раціонально застосовувати при постійному робочому навантаженні передачі, бо вони забезпечують постійний попередній натяг паса.

Значно ліпшими від описаних вище є натяжні пристрої з автома­тичним регулюванням натягу паса.
  1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   15



Скачать файл (2339 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации