Конспект лекцій - Лекции - Деталі машин та основи конструювання (укр)

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

Доступные файлы (1):

Конспект Невдаха Ю.А..doc

5028kb.

18.08.2006 17:28

скачать

содержание

Конспект Невдаха Ю.А..doc

1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 15

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 F_НОМ , 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 h_i, 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 n_ц 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 F_із'являється п_ці разів протягом усього періоду експлуатації машини.

На практиці можна використовувати циклограми навантаження, що побудовані в системі координат відносних величин F_і/F (Т_і/Т) і п_ці/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 F_і/F і п_ці/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 F_ном. 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 n_ц ≥ 5∙10⁴. Максимальні навантаження F_mах. для яких число появи за час експлуатації машини п_ц < 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 σ_в, МПа – напруження в зразку матеріалу при найбільшому розтягальному навантаженні, якому передує руйнування зразка;

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

границя витривалості σ_R, 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 σ_в, можна наближено оцінити границю витривалості σ_R 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 = P₁/ω₁; (4)

на веденому валу

T₂ = P₂/ω₂. (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):

F_t = F_t1 = F_t2 = 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. . .U_n. (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...η_n (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=Т_НОМ(або F=F_НОМ) 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 σ_p = F/A ≤ [σ]_р; (2)

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

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

при поверхневому зминанні деталей (рис. 4.1, г) σ_зм = 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; W_р = 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 q_н= F_н / ℓ_к.

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 Z_M – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів деталей, що знаходяться в контакті; ρ_зв – 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 Z_M можна визначити за спрощеною формулою

. (9а)

Для окремого випадку сталевих деталей (Е = 2,15·10⁵ МПа; μ = 0,3) дістанемо Z_M == 275 МПа^1/2.

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/ρ_зв = 1/ρ₁ ± 1/ρ₂, (10)

У випадку контакту циліндра радіусом ρ₁ з площиною (ρ₂ = ∞) маємо ρ_зв = 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 F_H (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;

р_зв – зведений радіус кривини поверхонь деталей.

Коефіцієнт

. (12)

В окремому випадку, коли деталі виготовлені з однакового матеріалу

(Е₁ = Е₂ = Е і μ₁ = μ.₂ = μ), коефіцієнт Z'_M можна визначити за спрощеною формулою

. (12а)

Для сталевих деталей маємо Z^*_M = 1755 МПа^2/3.

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 σ_max і мінімальним σ_min напруженнями, а також амплітудою напружень σ_а та коефіцієнтом асиметрії циклу R. Середнє напруження σ_m циклу дорівнює алгебраїчній півсумі максимального і мінімального напружень:

σ_m = 0,5(σ_max + σ_min). (13)

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

σ_a= 0,5(σ_max – σ_min). (14)

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

R = σ_min/σ_max. (15)

Практичне застосування в розрахунках деталей машин знаходять: постійне напруження (σ_m = σ; σ_а = 0; R = 1), симетричний (σ_m = 0; σ_а = σ_max; R = –1) і пульсуючий (σ_m = 0,5σ_max; σ_а = 0,5·σ_max; 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 σ_R (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 σ_т (τ_т) – для пластичних матеріалів і границя міцності σ_В (τ_в) – для крихких матеріалів;

б) для змінних у часі діючих напружень: границя витривалості σ_r (τ_r).

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 K_d впливу абсолютних розмірів:

σ_тд = K_d_тσ_т, σ_вд = K_d_Вσ_B, σ_–1д = K_dσ_–1 (16)

Тут індексом «д» позначені характеристики міцності деталі.

Більш детальні відомості про коефіцієнт K_d 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 σ_к (τ_к) до номінальних напружень (з урахуванням послаблення перерізу концентратором) називається теоретичним коефіцієнтом концентрації напружень:

α_σ = σ_к/σ; α_τ = τ_к/τ. (17)

Безпосереднє використання коефіцієнтів α_σ і α_τ 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 α_σ і α_τ, 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_sσ= σ_в /σ_вк; K_sτ = τ_в/τ_вк (18)

а для випробувань на втому із симетричним циклом

К_σ = σ_–1/σ_–1к; К_τ = τ_–1/τ_–1к. (19)

Між теоретичними та ефективними коефіцієнтами концентрації напружень існують такі співвідношення:

α_σ >>К_σ і α_τ >> К_τ.

Для пластичних матеріалів та крихких із значною внутрішньою неоднорідністю (чавун, деякі види кольорового литва) при постійних напруженнях ефективні коефіцієнти концентрації напружень K_sσ і K_sτ близькі до одиниці. Тільки для крихких матеріалів із однорідною структурою (загартована сталь) K_sσ і K_sτ 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 σ_R . Таке зменшення σ_R більш помітне для матеріалів із високою границею міцності σ_в.

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 К_зм = 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 К_зм = 1, а для деталей, що мають поверхні, оброблені різцем (точіння, фрезерування), К_зм = 0,75...0,90. Найменше значення коефіцієнт зміцнення має для деталей, які працюють в агресивному середовищі (наприклад, для деталей, які працюють у морській воді, К_зм = 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 σ_m_ах із коєфіцієнтом асимєтрії R і числом циклів N_ц, 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

σ_m_ах – lg · N_ц (рис. 4.7, б).

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

Найбільше напруження циклу, яке із заданою ймовірністю неруйнування може витримати матеріал при числі циклів N_N < N₀, називається обмеженою границею витривалості, яку будемо позначати σ_N (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

N_ц·σ_і^m = const, (20)

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

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

,

Звідки

, (21)

де k_l – коефіцієнт довговічності, що визначається за виразом

. (22)

Число циклів N_ц 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 N_h = 3600nh. У випадку N_h < N₀ дістанемо K_L> 1, σ_N > σ_R і розрахунок доцільно виконувати за обмеженою границею витривалості. Якщо N_h > N₀, то коефіцієнт довговічності K_L , беруть рівним одиниці і відповідно σ_N = σ_R (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 K_Lдля 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, ..., h_і число циклів напружень відповідно буде

N_ц1 = n₁·h₁; N_ц2= n₂·h₂; N_ці = n_і·h_і;

а загальне число циклів за строк служби деталі

N_∑= ∑N_{ц і}= ∑n_іh_і= n_Eh, (23)

де п_Е – деяка еквівалентна частота зміни напружень.

Вести розрахунок за найбільшими діючими напруженнями σ₁ і за числом циклів N_∑ було б невірно, оскільки напруження σ₁мають N_ц1 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:

∑ N_ці /N ≈ 1 (24)

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

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

σ = σ_m_ах = σ₁, з еквівалентним числом циклів N_E < N_∑ і діючого протягом часу h, або до деякого еквівалентного напруження σ_Е < 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 = σ_m_ах з еквівалентним числом циклів N_E (рис. 4.8, б).

Помножимо чисельник і знаменник у рівності (24) на σ_і^m :

∑( N_ці · σ_і^m)/(N · σ_і^m) = 1.

У знаменнику маємо постійну величину, яку відповідно до рівняння кривої втоми змінимо на N₀σ_R^mі винесемо з–під знаку суми: ∑N_ці · σ_і^m = N₀· σ_R^m = const. (25)

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

∑N_ці · σ_і^m = N_E · σ_m_ах^m. (26)

Звідси еквівалентне число циклів напружень

N_E = ∑(σ_і/σ_m_ах)^m · N_ці = ∑(σ_і/σ_m_ах)^m · n_і· h_і = n_E· h∑(σ_і/σ_m_ах)^m · (n_і/n_Е) · (h_i/h).

Враховуючи співвідношення (23), а також позначивши

К_Е = ∑(σ_і/σ_m_ах)^m · (n_і/n_Е) · (h_i/h); (27)

дістанемо кінцеву формулу для визначення еквівалентного числа циклів

N_E = K_E· N_∑. (28)

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

(29)

Відношення напружень σ_і/σ_m_ах у (27) можна замінити відношенням відповідних навантажень F_і/F або T_і/T. При цьому якщо σ_ізалежить від F_і лінійно, що має місце в більшості практичних випадків, то показник степеня m у (27) залишається без змін. Якщо ж σ_і виражається через F_і 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 К_Е можна виразити через навантаження і характеризувати інтенсивність їх протягом строку служби деталі.

Для розрахунків деталей при деформаціях розтягу, згину або кручення

K_E = ∑(F_t/F)^m · (n_і/n_E) · (h_i/h);

K_E = ∑(Т_t/Т)^m · (n_і/n_E) · (h_i/h). (30)

Для розрахунків на контактну міцність деталей з лінійним контактом

K_НЕ = ∑(F_t/F)^m^/2 · (n_і/n_E) · (h_i/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 n_і/n_E = 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 σ_lim реальної деталі:

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

σ_lim = σ_T· K_dT/K_sσ, τ_lim= τ_Т· K_d/K_sτ; (32)

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

σ_lim = σ_B· K_dB/K_sσ, τ_lim= τ_B· K_dB/K_sτ (33)

для деталей з будь–яких матеріалів, які працюють при циклічно змінних напруженнях, σ_lim = σ_R· K_d· K_З_M· K_L/K_σ;

τ_lim = τ_R· K_d· K_З_M· K_L/K_τ. (34)

У записаних формулах:

K_d ≤ 1 – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів деталі; [K_sσ · (K_sτ); K_σ· (K_τ)] ≥ 1 – ефективні коефіцієнти концентрації напружень при постійних і циклічно змінних діючих напруженнях; К_зм

1 – коефіцієнт, який враховує стан поверхні деталі або її поверхневе зміцнення; K_L ≥ 1 – коефіцієнт довговічності [див. формули (22) і (29)].

^ Допустимі напруження і коефіцієнти запасу міцності

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

[σ] = σ_lim /[S_σ]; [τ] = τ_lim /[ S_τ]; (35)

S_σ = σ_lim /σ ≥ [S_σ]; S_τ = τ_lim /τ ≥ [S_τ], (36)

де σ_lim, τ_lim– граничні напруження; σ, τ– розрахункові максимальні напруження; [s_σ], [s_τ] – 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 σ_R і τ_R , за якими знаходять граничні напруження σ_limі τ_lim. 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:

s_σ = σ_–1 /[K_σσ_a/(K_dK₃_M) + ψ_σσ_m]; (38)

s_τ = τ_–1 /[K_ττ_a/(K_dK₃_M) + ψ_ττ_m]. (39)

У записаних формулах амплітуди σ_a, τ_a і середні напруження σ_m, τ_m визначають за співвідношеннями (13) та (14). Коефіцієнти впливу асиметрії циклів напружень ψ_σ і ψ_τ беруть такі: для вуглецевих сталей ψ_σ = 0,1; ψ_τ = 0,05; для легованих – ψ_σ = 0,15; ψ_τ = 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 σ_в 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 50⁰C 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 R_z < 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 d_min ≥ 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.)

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

Доступные файлы (1):

Конспект Невдаха Ю.А..doc